Снижение автоколебаний в тяговой передаче грузового магистрального тепловоза при индивидуальном управлении асинхронными двигателями тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.22.07, кандидат технических наук Матюшков, Сергей Юрьевич

• Матюшков, Сергей Юрьевич
• кандидат технических наук
• 2013

Оглавление диссертации кандидат технических наук Матюшков, Сергей Юрьевич

Содержание

Введение

1. Анализ проблемы реализации предельных сил сцепления

и снижения фрикционных автоколебаний средствами управления

Постановка задачи

1.1. Реализация предельных сил сцепления, динамические нагрузки и колебания подвижного состава

1.2. Реализация защиты от буксования в системах управления тяговой электропередачей

1.3. Постановка задачи

2. Математическое и компьютерное моделирование механической подсистемы магистрального грузового тепловоза

2.1. Математическое моделирование механической подсистемы тяговой электропередачи оси тепловоза с опорно-осевым подвешиванием двигателей

2.2. Компьютерная модель механической подсистемы грузового магистрального

тепловоза

2.3. Выводы по главе 2

3. Электрическая подсистема тяговой передачи магистрального грузового локомотива с асинхронными двигателями

3.1. Управление разгоном и торможением локомотива на пределе по сцеплению с подавлением фрикционных автоколебаний

3.2. Математическое моделирование электрической подсистемы тяговой передачи

3.3. Лабораторные исследования электропривода с DTC и проверка адекватности модели электрической подсистемы

3.4. Выводы по главе 3

4. Создание комплексных электромеханических моделей

и исследование динамических процессов в тяговой электропередаче

локомотива при реализации предельных тяговых усилий

4.1. Создание комплексных электромеханических моделей

4.2. Предварительный анализ динамических процессов при развитии буксования и отработка алгоритмов управления на упрощенных моделях

4.3. Исследование динамических процессов в тяговой передаче локомотива с системой контроля колебаний при реализации предельных тяговых усилий

4.4. Выводы по главе 4

Заключение

Список литературы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Снижение автоколебаний в тяговой передаче грузового магистрального тепловоза при индивидуальном управлении асинхронными двигателями»

Введение

В результате изменений в структуре государства в 90-х годах XX века и реформирования всех институтов страны производящие отрасли страны оказались в упадке, что привело к снижению производства новых локомотивов, электропоездов и вагонов. Дальнейшее сокращение финансирования, отсутствие заказов породило снижение мощностей производства, а подчас и полное их исчезновение. Результатом этого явилось моральное и физическое старение парка подвижного состава. Так, по состоянию на 1 января 2005 г. истек нормативный срок службы почти каждого третьего грузового электровоза, 60% пассажирских электровозов постоянного тока, 52% маневровых и 45% магистральных грузовых тепловозов [17].

Эксплуатация подвижного состава за пределами срока службы ведет не только к снижению надежности, но и к увеличению расходов на содержание. Понимая сложившиеся положение, МПС РФ ещё в 2001 году утвердило комплексную программу: «Реорганизация и развитие отечественного локомотиво- и вагоностроения на период 2001-2010 г.г.». Данная программа предусматривала модернизацию уже эксплуатируемых локомотивов, и принимаемые меры не могли решить проблему устаревания парка, как физического так и морального.

В целях преодоления этого недостатка в ОАО «РЖД» в 2003-2004 г.г. разработаны программы создания и освоения производства нового подвижного состава на перспективу. Сформированы основные требования к электровозам и тепловозам нового поколения [17]:

• улучшение тяговых свойств на 15...20%;

• экономия энергоресурсов на 10... 15%;

• увеличение межремонтных пробегов в 2 раза;

• повышение коэффициента готовности машин за счет обеспечения их высокой надежности и ремонтопригодности;

• обеспечение КПД электровозов постоянного тока 90%, КПД электровозов переменного тока до 88%;

• срок службы магистральных локомотивов - 40...45 лет;

• срок службы маневровых локомотивов - 50 лет.

Создание качественно нового тягового и моторвагонного подвижного состава с использованием современных достижений мирового локомотивостроения должно обеспечить высокие потребительские качества, а универсальность - возможность его использования в изменяющихся условиях перевозок [17].

Распоряжением Председателя Правительства РФ 17 июня 2008 г. была утверждена «Стратегия развития железнодорожного транспорта в Российской Федерации до 2030 года», в плане которой предусмотрена организация производства подвижного состава нового поколения. Конструкция новых локомотивов должна предусматривать осевые нагрузки 27...30 тонно-сил, сокращение удельного расхода топлива и электроэнергии на тягу поездов на 10.. .15%, увеличение наработки локомотива на отказ на 30...40 %, ресурс бандажей не менее 1 млн. км и применение асинхронного тягового привода.

Для выполнения требований, предъявляемых к новым локомотивам, необходимы новые конструкторские решения в отечественном локомотивостроении. В первую очередь, это касается тягового привода, обеспечивающего передачу мощности от источника до контакта «колесо-рельс» и в значительной мере определяющего мощность, массу и затраты на эксплуатацию современного подвижного состава.

Внедрение регулируемого электропривода переменного тока началось как в промышленности, так и на транспорте, и было связано с развитием силовой электроники и микропроцессорной техники. Так применение на подвижном составе железных дорог асинхронных тяговых двигателей (АТД) с современными микропроцессорными системами управления (СУ) позволяет повысить мощность в ограниченных габаритах экипажной части, снизить материалоемкость и затраты на эксплуатацию.

С повышением производительности вычислительных устройств появилась возможность разработки систем непосредственного регулирования, которые с минимальной инерционностью позволяют динамично воздействовать на величину

магнитного потока и крутящий момент. В настоящее время разработкой и производством систем управления тяговым приводом переменного тока занимаются многие известные зарубежные фирмы, такие как Siemens, АВВ, Bombardier, General Electric и др., но отечественная промышленность ещё не освоила серийное производство систем тягового привода с АТД, оснащенных подобными системами.

Несмотря на то, что определение эффективности тягового привода непосредственно опирается на способность привода реализовать максимально возможную силу тяги, до сих пор нет единого подхода к формированию предельных тяговых усилий. Исследованиями в данной области занимались известные ученые, такие как Д.К. Минов, И.П. Исаев, Н.Н. Сидоров, Н.Н. Меншутин, В.Н. Лисунов, A.JI. Голубенко, В.Е. Розенфельд и другие. Применение новых систем управления, обладающих высокими показателями регулирования, позволило реализовать системы, качественно отличающиеся от систем тягового привода постоянного тока. Принципы управления двигателями переменного тока разработаны в трудах М.П. Костенко, И.И. Эпштейна, А.В. Башарина, Н.А. Ротанова и других ученых.

Актуальность темы. Для производства подвижного состава нового поколения одним из основных направлений, определенных «Стратегией развития железнодорожного транспорта в Российской Федерации до 2030 года», является применение на подвижном составе асинхронных тяговых двигателей, обладающих рядом известных преимуществ по сравнению с традиционными тяговыми двигателями постоянного тока. Использование АТД позволяет существенно повысить реализуемые локомотивом тяговые усилия, но при этом, даже при незначительном ухудшении погодных условий или состояния рельсов, возможно достижение предельных по сцеплению значений сил и попадание в нестабильную зону (на падающий участок характеристики сцепления).

Наиболее полное использование потенциальных условий сцепления удается получить при индивидуальном управлении асинхронными двигателями осей локомотива (поосном регулировании). Для мощных грузовых локомотивов с АТД является актуальным внедрение систем экстремального регулирования, позволяющих удерживаться в процессе разгона и торможения вблизи максимума

характеристики сцепления, т. е., реализовать максимально возможные для данных погодных условий тяговые и тормозные усилия. Вместе с тем в таких режимах велика вероятность возникновения и развития фрикционных автоколебаний, вызванных попаданием рабочей точки электропривода на падающий участок характеристики сцепления. Поэтому в системе управления целесообразно учесть происходящие при этом динамические процессы и предусмотреть контроль и предотвращение усиления автоколебаний, которые увеличивают динамические нагрузки, износ и могут вызвать поломки в тяговой передаче.

Цель диссертационной работы - снижение динамических нагрузок в электропередаче локомотива с индивидуальным регулированием асинхронных тяговых двигателей при реализации предельных тяговых усилий.

Задачи исследования, решенные в работе для достижения указанной цели:

1. Разработка математических и компьютерных моделей механической части (подсистемы) локомотива с опорно-осевым подвешиванием АТД, выполненных с различной степенью детализации, и поэтапный анализ динамических процессов в механической части тяговой передачи при изменении условий сцепления между колесом и рельсом.

2. Разработка функциональной схемы СУ и алгоритмов управления тяговой электропередачей локомотива с индивидуальным регулированием АТД на пределе по сцеплению колес с рельсами и предотвращением развития фрикционных автоколебаний в тяговом тракте.

3. Создание электромеханической компьютерной модели перспективного грузового тепловоза с СУ, обеспечивающей реализацию предельных тяговых и тормозных усилий и снижение фрикционных автоколебаний в тяговой передаче.

4. Исследование на основе численных экспериментов электромеханических динамических процессов в тяговой электропередаче грузового магистрального тепловоза с АТД и отработка алгоритмов управления разгоном и электрическим торможением локомотива на пределе по сцеплению колес с рельсами.

Методы исследования. Для решения сформулированных задач использованы методы математического моделирования электротехнических и

механических систем и современные промышленные программные комплексы (ПК). Электрическая силовая и управляющая подсистемы тягового привода локомотива моделируется в ПК МаЛаЬ^тиНпк с применением метода коммутационных функций, методов автоматизированного расчета электронных схем, положений теории электрических машин, теории электропривода, теории автоматического управления и теории электрической тяги. Механическая часть тепловоза моделируется на основе системы связанных твердых тел в ПК «Универсальный механизм» (УМ или ЦМ), разработанном на кафедре «Прикладная механика» Брянского государственного технического университета (БГТУ). Для получения единой электромеханической модели локомотива модель механической части, выполненная в ЦМ с высокой степенью детализации, включается в модель МаиЬаЬ^тиНпк с использованием специального интерфейса, разработанного в БГТУ.

Достоверность результатов, полученных в диссертации, обеспечивается:

- сопоставлением и удовлетворительной сходимостью результатов моделирования динамических процессов в механической части тепловоза с опорно-осевым подвешиванием тяговых двигателей с опубликованными результатами расчетов и натурных испытаний магистральных грузовых тепловозов ТЭ116, оборудованных системами обнаружения предельных сил сцепления (СОПСС) по уровню колебаний и предупреждения буксования колесных пар подсыпкой песка;

- удовлетворительным совпадением результатов моделирования динамических процессов в электроприводе с системой прямого управления моментом асинхронных двигателей с осциллограммами экспериментальных исследований, выполненных на лабораторной установке кафедры «Электронные, радиоэлектронные и электротехнические системы».

Научная новизна работы заключается в следующем:

• применен новый методологический- подход к моделированию электромеханической системы локомотива, основанный на включении модели механической подсистемы, выполненной в ПК ЦМ, в модель электрической части, разработанной в МаЛаЬ/^тиНпк, в виде Б-функции с использованием

специального интерфейса;

• созданы электромеханические математические и компьютерные модели перспективного грузового шестиосного тепловоза с реализацией предельных тяговых и тормозных усилий и предотвращением развития фрикционных автоколебаний;

• разработана функциональная схема и алгоритмы работы СУ тяговой электропередачей локомотива с индивидуальным регулированием асинхронных двигателей на пределе по сцеплению колес с рельсами и подавлением фрикционных автоколебаний в тяговом тракте.

Практическая ценность и реализация результатов работы.

Созданные в работе компьютерные модели и методики моделирования позволяют на стадии проектирования анализировать электромеханические процессы в тяговой передаче грузового локомотива с контролем и подавлением фрикционных автоколебаний в тяговом тракте и производить отработку новых алгоритмов управления тягой и торможением на пределе по сцеплению колес с рельсами при индивидуальном регулировании осей.

Определен качественный и количественный характер динамических нагрузок в элементах тяговой передачи при реализации предельных тяговых усилий и развитии буксования, показано, что использование в СУ для изменения задания на ускорение ротора АТД сигнала устройства обнаружения колебаний совместно с сигналом превышения максимума силы тяги позволяет подавить развитие колебаний и снизить нагрузки. Предложен способ управления тягой и торможением локомотива на пределе по сцеплению колес с рельсами, принципиальная новизна которого подтверждена патентами 1Ш 2446063, 1Ш 2428326,1Ш 99390.

Результаты работы приняты Брянским машиностроительным заводом (БМЗ) для использования при разработке и совершенствовании тепловозов нового поколения. Отдельные элементы разработанных моделей и реализующие их программы внедрены в учебный процесс БГТУ.

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложений.

В главе 1 на основе обзора технической литературы, анализа особенностей динамических процессов в тяговой электропередаче (ТЭП) при движении на пределе по сцеплению колес с рельсами и путей повышения тяговых и динамических качеств локомотивов с АТД средствами управления ТЭП выбраны методы и сформулированы задачи исследования.

В главе 2 выполнена разработка математических и компьютерных моделей механической части (МЧ) ТЭП грузовых локомотивов с опорно-осевым подвешиванием АТД и анализ динамических процессов в МЧ при реализации предельных тяговых усилий. Моделирование МЧ можно выполнить с различной степенью детализации, при этом очевидно, что чем выше детализация, тем полнее, но сложнее модель и анализ полученных результатов, дольше время расчета. Поэтому моделирование велось по принципу «от простого к сложному», разработаны и использованы два типа моделей:

1. Упрощенные модели МЧ ТЭП оси локомотива составлены на основе принципа Даламбера или уравнений Лагранжа и использованы для предварительного анализа динамических процессов в ТЭП.

2. Модели шестиосных грузовых магистральных локомотивов с высокой степенью детализации, выполненные в ПК ЦМ с применением методов моделирования динамики систем тел, использованы для уточнения расчетов: более полного учета особенностей конструкции ходовой части и динамического перераспределения вертикальных нагрузок по осям локомотива в режиме тяги.

В главе 3 разработана функциональная схема и алгоритмы работы СУ ТЭП локомотива с индивидуальным регулированием АТД на пределе по сцеплению колес с рельсами и подавлением фрикционных автоколебаний в тяговом тракте, а также математические и компьютерные модели электрической (силовой и управляющей) подсистемы ТЭП.

В главе 4 созданы электромеханические компьютерные модели перспективного грузового шестиосного тепловоза с реализацией предельных тяговых и тормозных усилий и предотвращением развития фрикционных автоколебаний. Электромеханические модели выполнены, как в МаЛаЬ/^тиНпк,

так и на основе совмещения программных комплексов с применением нового методологического подхода: модель механической подсистемы, разработанная в ПК ЦМ, включается в модель электрической части, разработанной в Ма1:ЬаЬ/81тиНпк, в виде стандартного блока (Б-функции) с использованием специального интерфейса Со8шш1а1юп, разработанного на кафедре «Прикладная механика».

В заключении даны основные итоги работы и выводы.

В приложении приведены используемые модели и параметры. Диссертация содержит 137 страниц основного текста, включая 65 рисунков и 8 таблиц.

1. Анализ проблемы реализации предельных сил сцепления и снижения фрикционных автоколебаний средствами управления.

Постановка задачи

1.1. Реализация предельных сил сцепления, динамические нагрузки

и колебания подвижного состава

Проблема развития эффективного движения подвижного состава и его эксплуатации неразрывно связана с взаимодействием в точке опоры колеса на рельс. Увеличению силы тяги по сцеплению постоянно уделялось большое внимание. В течение многих лет в разных странах производились исследования, посвященные теории сцепления и изучению его физических основ. Исследование сцепления колес с рельсами, процессов, происходящих при движении локомотива, выполнили в своих трудах такие ученые, как А.И. Беляев [6, 7], И.В. Бирюков [58, 7], М.Р. Барский [3], Е.П. Блохин [8], И.П. Исаев [27,26,28], Д.К. Минов [59], Г.С. Михальченко [61,60], Н.Н. Меншутин [56], В.Е. Розенфельд [85], Ю.М. Лужнов [27,50,49,28], А.Л Лисицын, [46], А.Н. Савоськин [58, 66], Г.В. Самме [89,88], ТА. Тибилов [98,99], И. Калкер [30, 118, 119] и многие другие, и продолжение этих исследований является актуальным до сих пор.

Основным фактором, обуславливающим движение колеса по рельсу, является трение. Согласно современным представлениям трение сопровождается целым рядом физико-механических процессов, протекающих в поверхностных слоях контактирующих тел. Коэффициент сцепления является величиной не только физической, но и технико-экономической, так как от него зависят норма массы поезда и степень использования сцепного веса локомотива, а, следовательно, его производительность и устойчивость работы при эксплуатации. Исследование этих процессов привело к созданию молекулярно-механической теории, определяющей возникновение между контактирующими поверхностями различных фрикционных связей как механического, так и молекулярного происхождения. Большое скопление

факторов, действующих в контакте, делает невозможным создание точного метода расчета сил, действующих в этой зоне и ограниченных сцеплением. До недавнего времени основным источником получения точных данных о процессе сцепления являлся эксперимент, но в последнее время, в связи с увеличением вычислительных мощностей, созданием новых алгоритмов и математических программ, возрастает роль математического моделирования в исследовании этого вопроса.

Одним из наиболее значимых результатов эксперимента, связанных с исследованием сцепления, является полученная зависимость между окружным усилием и скольжением колеса по рельсу, которое принято выражать в процентном отношении от скорости движения локомотива Уск (рис. 1.1). Коэффициент к представляет собой отношение текущей реализуемой силы тяги к силе тяги, максимально достижимой при данных погодных условиях и состоянии рельсов или отношение текущего коэффициента сцепления у/ к потенциальному коэффициенту сцепления ^(максимально достижимому в данных погодных условиях).

Рис. 1.1. Характеристика сцепления: k - относительный коэффициент сцепления,

VCK - разница скоростей

Исследования, проведенные в нашей стране H.H. Меншутиным [56] и другими учеными, и также зарубежными специалистами [118], позволили уточнить зависимость относительной силы тяги от скорости скольжения колес. В целом, коэффициент сцепления зависит от множества факторов, которые можно разделить на три группы, связанные с конструкцией локомотива, конструкцией строения пути, атмосферными условиями и характеристикой загрязнения контактирующих поверхностей. Это факторы, непосредственно влияющие на возможность

локомотива развить максимальную силу тяги, такие как:

1) геометрические размеры - диаметр бандажей колесных пар и радиус закругления головки рельса;

2) материал бандажей и рельсов;

3) величина износа контактирующих поверхностей, а также остальных узлов ходовой части;

4) износ верхнего строения пути, а также кривые участки пути;

5) вертикальная нагрузка от колесной пары на рельсы;

6) вибрации в тяговом тракте;

7) различия условий, в которых реализуется сила тяги отдельными его движущимися осями;

8) атмосферные условия - влажность и температура воздуха, химический состав загрязнений на контактирующих поверхностях и т.д.

В [59] Д.К. Минов сформулировал ряд эксплуатационных и конструктивных мероприятий, повышающих тяговые свойства локомотива. Основными требованиями к конструкции механической части локомотива являются: тележки -двухосные, бесшкворневые; подвешивание - ступенчатое (желательно без применения листовых рессор) с установкой гасителей колебаний; буксы — бесчелюстные; связь тележек с кузовом - через наклонные тяги; упругая связь редуктора с каждой колесной парой; обладающая демпфирующими свойствами; желательно применение группового редуктора на каждую тележку.

Кроме этого в [59] подчеркивается, что необходимо иметь:

1) электрическую схему, препятствующую развитию буксования и способствующую его затуханию при устранении вызвавшей его причины (превентивная противобуксовочная схема);

2) тяговый привод с широкими пределами регулирования скорости локомотива, обеспечивающий использование кинетической энергии поезда для прохождения трудных участков пути небольшой длины;

3) устройства для повышения значения потенциального коэффициента сцепления щ и восстановления его нормального значения на загрязненных рельсах;

4) в случае недостаточной эффективности превентивной противобуксовочной схемы - автоматически действующее устройство, прекращающее за 1...2 с избыточное буксование колес и восстанавливающее первоначальное значение силы тяги.

В [85] также сформулированы основные мероприятия по повышению сцепных свойств локомотива. Для этого стремятся уменьшить разгрузки колесных пар, используют рациональное размещение тяговых двигателей на тележках, применяют бесчелюстные буксы, противоразгрузочные устройства, в процессе эксплуатации добиваются малых расхождений в диаметрах колес, используют подачу песка под колеса, химическую и механическую очистку рельсов и бандажей колес, повышают жесткость механических характеристик двигателей.

В процессе проектирования тягового привода главными характеристиками являются реализуемая максимальная сила тяги и коэффициент использования сцепного веса. Поэтому очевидна необходимость увеличения осевой мощности локомотивов, а, следовательно, и выбора параметров механической части тягового тракта и системы управления, обеспечивающих движение на пределе кривой сцепления. В связи с этим особое внимание уделяется исследованию взаимодействия между электрической и механической подсистемами локомотива.

С учетом накопленного опыта в проектировании и эксплуатации локомотивов, в [24] проведено сравнение типов подвешивания тягового двигателя (при использовании индивидуального привода). На данный момент основными типами по классификации И.В. Бирюкова [7] являются тяговые приводы с опорно-осевым и опорно-рамным подвешиванием. Внедрение асинхронных тяговых двигателей на подвижном составе было активно начато в начале 1990-х годов, при этом использовалось опорно-осевое подвешивание. Сравнение двух типов подвешивания показало, что при скоростях свыше 160 км/ч единственным вариантом является применение передач с полым валом, при скоростях ниже 160 км/ч оба типа передач отвечают предъявляемым требованиям, но при сравнении эксплуатационных расходов опорно-осевой тип подвешивания предпочтительнее [24].

В [22] также указывается, что применение опорно-осевого привода на

грузовых тепловозах объясняется тем, что при опорно-осевом подвешивании можно получить наименьшее межцентровое расстояние и возможность реализации силы тяги на ось более 40 кН без применения промежуточных зубчатых колес.

Проведенный в [7] сравнительный анализ типов подвешивания и их классификация отразили недостатки приводов с опорно-осевым подвешиванием, а именно:

1) слабая виброзащищенность тягового двигателя, являющаяся основной причиной его повреждения. Ускорения остова (корпуса) электродвигателя могут достигать 26g;

2) высокие динамические моменты в передаче, благодаря чему не может быть обеспечена безотрывная работа зубчатого зацепления во всем диапазоне эксплуатационных скоростей;

3) большая жесткость связей привода, что делает его чувствительным к высокочастотным возмущениям, особенно сильно проявляющимся при высокой жесткости пути;

4) значительная неподрессоренная масса, и как следствие, - повышенное динамическое воздействие на верхнее строение пути.

Высокий уровень вибрации, обусловленный значительной неподрессоренной массой и высоким уровнем динамических моментов, приводит к снижению реализуемого коэффициента сцепления. Если не принять специальных мер, уровень динамических моментов в передаче может становиться соизмеримым с полезным тяговым моментом.

Исходя из того, что вибрация может быть как механической, так и электромагнитной, необходимо совершенствование механической части тяговой электропередачи (ТЭП), систем управления и алгоритмов управления электродвигателями.

Для борьбы с электромагнитной вибрацией применяются как конструктивные методы, направленные на улучшение технических характеристик двигателей, так и алгоритмические, такие как применение ШИМ с высокой частотой коммутации, применение так называемой «мягкой» ШИМ, бесступенчатое регулирование

скорости вращения и момента двигателя и т.д.

Устранение механической вибрации сводится к повышению точности изготовления и сборки комплектующих, применению новых материалов и гасителей, улучшению компоновки механической части.

В процессе движения экипажа возникают два вида механических колебаний: свободные и вынужденные. Свободные колебания возникают при переходных режимах, и диссипативные характеристики подвижного состава способствуют быстрому их затуханию. Поэтому для анализа механических систем используют результаты анализа установившегося режима вынужденных колебаний. Вынужденные вертикальные колебаний подвижного состава оказывают наибольшее влияние на реализуемую силу тяги и при движении обусловлены двумя основными источниками кинематического возбуждения: геометрическими неровностями рельсового пути, круга катания колес и неравноупругостью пути (параметрическое возбуждение) [44].

Рассмотрение колебательных процессов в [22] показывает, что изменение выходных координат линейных динамических систем в отношении к железнодорожному транспорту представляют собой стационарный случайно-колебательный процесс, и некоторая доля энергии, вырабатываемой локомотивом, расходуется на энергию автоколебаний, которые в ряде случаев могут иметь резонансный характер.

В соответствии с натурными исследованиями, характер колебаний элементов подвижного состава имеет далеко не моногармонический характер, колебания имеют широкий гармонический состав, а часть гармоник имеет случайный характер. Помимо этого, в процессе движения локомотива происходит перераспределение энергии колебаний на другие частоты и изменение уровня колебаний в зависимости от внешних условий и режима работы [58].

Движение железнодорожного подвижного состава и, в особенности, локомотивов по прямым участкам пути не является прямолинейным и сопровождается различного рода колебаниями. Наибольшую интенсивность в соответствии с [25] имеют колебания следующих трех видов:

1) относ, т.е. параллельное оси пути перемещение локомотива от одного рельса к другому вдоль оси у на величину Лу в пределах зазоров между гребнями бандажей и головками рельсов;

2) виляние, т.е. вращение экипажа вокруг вертикальной оси (ось г) на угол <р2, определяемый рельсовым зазором;

3) боковая или поперечная качка надрессорного строения локомотива, т.е. вращение его на угол (рх вокруг продольной оси х, проходящей через центр колебаний.

Эти колебания в симметричных экипажах могут существовать раздельно, но обычно возникают одновременно и связаны друг с другом; в этом случае локомотив представляет собой систему с тремя степенями свободы, и его движение будет определяться системой дифференциальных уравнений, которые должны решаться совместно.

В [7] описывается влияние климатических факторов на условия работы тягового привода. Уровень отрицательных температур, длительность холодного периода года и распространение песчаного балласта являются неблагоприятными факторами, способствующими повышению вертикальной жесткости пути. Если конструкция верхнего строения пути в летних условиях имеет высокие показатели жесткости, то в зимних условиях эти значения увеличиваются в 3...4 раза. Необходимо отметить, что подобные условия, характерные для отечественных железных дорог, негативно сказываются на демпфировании вертикальных колебаний подвижного состава.

Также следует выделить крутильные колебания, непосредственно влияющие на динамические нагрузки и надежность узлов привода [25, 22]. Исследования крутильных и поперечных колебаний вала тягового двигателя с опорно-осевым подвешиванием показали, что частотный спектр можно разделить на три интервала: низкочастотный (0...25 Гц), среднечастотный (25... 125 Гц), высокочастотный (>125 Гц).

Колебания низкой частоты возникают вследствие колебаний остова тягового двигателя совместно с рамой тележки и передаются на тяговые двигатели от

колесной пары, колеблющейся вместе с рельсом при прохождении по неровностям.

Источниками колебаний средней частоты являются динамические, а при изношенных зубьях ударные нагрузки, передающиеся от зубчатого колеса к шестерне при проходе колесной пары по неровностям пути, а также вследствие погрешностей зацепления. Помимо этого к ним относятся крутильные и поперечные колебания вала якоря.

Как крутильные, так и поперечные колебания могут быть вынужденными, причем в качестве периодической возмущающей силы действуют динамические импульсы, причиной которых является потеря эвольвентной формы контактирующими зубьями. При совпадении частоты возникновения импульсов («зубцовой частоты») с частотой собственных крутильных либо поперечных колебаний якоря и частотой возбуждающего воздействия могут возникнуть резонансы. При испытании тяговых двигателей с редукторами, имевшими значительный износ зубьев, были зафиксированы значительные ускорения остова, во много раз превосходящие ускорения, возникающие при неизношенных зубьях.

Экспериментальные исследования в [1] по оценке влияния износа на виброускорения колесно-моторного блока (КМБ) проводились на тепловозе 2ТЭ10Л с редуктором при предельном износе зубьев колеса и шестерни. Вибрационные процессы на остове тягового электродвигателя (ТЭД) имели частоту до 1200 Гц, а амплитуда ускорений достигала при изношенных зубьях 42g (по сравнению с 2,5g в передаче с новыми зубьями).

Высокочастотными колебаниями являются крутильные свободные колебания шестерни на валу якоря, по причине того, что крутильная жесткость вала велика при малом моменте инерции шестерни. Эти колебания возникают вследствие динамических нагрузок при наличии зазоров в зацеплении. Частота данных колебаний варьируется от 680 Гц и выше [25].

Отдельного рассмотрения требуют динамические процессы, возникающие при нестационарных режимах работы [7, 70, 68, 75]. Основной причиной высоких динамических нагрузок в узлах привода являются процессы, возникающие при развитии процесса буксования (юза). Павленко А.П. в [70] отмечает, что из-за

несовершенства существующих систем защиты от буксования и юза колес периодически возникают режимы буксования, длительностью от 0,5 до 2 с. Несмотря на кратковременность процесса, он характеризуется не только потерей тяги и ускоренным износом бандажей буксующих колес, но и высокими динамическими усилиями, которые могут в 9 раз превышать аналогичные в режиме реализации предельных по сцеплению сил тяги.

В [81] авторами проведено исследование динамических режимов электровоза ЭП2К, в процессе эксплуатации которого были выявлены пластические деформации ступиц муфты полого вала. При срыве колес электровоза в буксование были выявлены два опасных режима автоколебаний, при которых величины момента в муфте достигали 115...120 кН м (в нормальных условиях сцепления при трогании момент составляет 40 кН м) и были достаточными для повреждения узлов привода. Первый режим соответствовал буксованию колес первой по ходу движения оси, второй - первой и четвертой осей. При этом время нарастания динамического момента составляло порядка 1,6...3,5 с. Возникновение подобных режимов связано с совпадением множества параметров, определяющих состояние контакта колесо -рельс, характер и темп нарастания момента на валу тягового двигателя, что является причиной появления таких режимов в эксплуатации, определение которых затруднено в процессе испытания локомотива.

Причиной столь высоких нагрузок являются фрикционные автоколебания, которые впервые были обнаружены при испытании электровозов (1985 г.), имеющих тяговый привод II класса [7]. Данные колебания компонентов тягового привода возникают в результате действия незатухающих колебаний сил сцепления в контакте колесо — рельс, которые возникают при достижении рабочей точкой нестабильной части характеристики сцепления [31]. Если исходить из упрощенной характеристики, при которой действующий коэффициент сцепления ¥ при заданных условиях в точке опирания колеса зависит лишь от разности скорости VCK между окружной скоростью колеса и скоростью его поступательного движения в продольном направлении, то при высоком использовании сил сцепления и избытке силы тяги рабочая точка оказывается за максимумом коэффициента сцепления на

падающей части характеристики сцепления (рис. 1.2), где коэффициент сцепления падает с увеличением разности скорости Уск. Следствием отрицательного демпфирования является возникновение вибраций, при которых оба колеса колесной пары начинают колебаться в противофазе, а в оси возникают напряжения под действием скручивающего момента большой амплитуды. Величина этой амплитуды зависит от отрицательного наклона характеристики, положения максимума коэффициента сцепления тах и от наличия остаточного демпфирования со стороны вращающегося тракта привода.

Рис. 1.2. Характеристика сцепления, использовавшаяся для моделирования вибраций: ¥— коэффициент сцепления; Уск — разница скоростей

При этом в оси колесной пары локомотива с опорно-осевой подвеской возникают гораздо меньшие значения крутящего момента, являющиеся также следствием связи между вертикальными перемещениями колесной пары и вращающимся трактом опорно-осевого тягового привода. В то же время вращающийся тракт тягового привода демпфируется в вертикальном направлении конструкцией пути, что препятствует росту амплитуды вибраций. В передаче с полым карданным валом этого не происходит из-за отсутствия такой связи, что в определенных условиях может ограничивать возможности высокого использования сил сцепления [31]. В тяговой передаче с опорно-рамным подвешиванием двигателей, обладающим меньшей жесткостью по сравнению с опорно-осевым подвешиванием, увеличивается вероятность развития фрикционных автоколебаний в наиболее слабом звене ТЭП.

В [74] приведено объяснение возникновения фрикционных автоколебаний как вынужденных автоколебаний, причиной которых является широкополосное возмущение типа «белый шум» со стороны контактов колес с рельсами при интенсивном трении с высокими нормальными и касательными нагрузками. Система тягового привода реагировала на такое возмущение на собственных частотах. В качестве фактора, стабилизирующего амплитуду колебаний, был указан предел прочности прессового соединения колесных центров с осью, по мере приближения к которому в процесс колебаний включалось повышенное конструкционное демпфирование, характерное для прессовых соединений [13].

В [43] рассмотрены причины возникновения фрикционных автоколебаний при I и II типах подвешивания тяговых двигателей, приведены основные закономерности и зависимости развития данного явления от внешних условий (жесткость пути на ось принималась одним из варьируемых параметров и изменялась в пределах от 104 до 2-106 кН/м). Причиной возникновения автоколебаний назван обмен энергией между собственными формами колебаний системы, обусловленный наличием фрикционного контакта, и достигающий максимальной интенсивности при сближении и равенстве собственных частот системы. Также при отсутствии в системе диссипативных параметров возможно возникновение автоколебательных режимов типа «фрикционный флаттер», причем как в опорно-осевом, так и в комбинированном тяговом приводе.

На основе вышеизложенного прослеживается связь между возникновением автоколебательных режимов в тяговом приводе и реализацией предельных сил тяги. В [15] И.В. Волковым и П.А. Коропцом исследовано поведение динамической системы тягового привода и её собственных частот в режимах перехода от тяги к буксованию. При этом коэффициент линейного демпфирования (тангенс угла наклона касательной к характеристике сцепления) проходит через нулевое значение, соответствующее точке реализации максимальных сил тяги, что существенно влияет на собственные частоты системы и равноценно изменению её структуры.

Условия для возбуждения колебаний наиболее благоприятны, когда момент сил сцепления становится меньше момента тягового электродвигателя вследствие

падения нормальной реакции рельсов на колеса при вертикальных колебаниях. При одинаковых динамических составляющих нормальной реакции наибольшее влияние на снижение силы тяги оказывают низкочастотные составляющие (1...7 Гц), вызванные колебаниями подрессоренных масс [70].

Экспериментально доказано существование двух качественно различных видов автоколебаний [7, 70]:

- квазигармонических (частота колебаний приблизительно равна частоте собственных колебаний системы);

- релаксационных (частота колебаний на 8...55 % меньше низшей собственной частоты угловых колебаний привода и качественно отличается от гармонических по виду).

Релаксационные колебания возникают в случае, если приведенная к колесной паре эквивалентная торсионная жесткость связи ротора с колесной парой составляет менее 0,9-106 Нм/рад, и привод характеризуется наличием повышенной крутизны статических характеристик двигателей.

Квазигармонические колебания в индивидуальных приводах при буксовании колесных пар возможны с реализацией трех основных устойчивых режимов:

1) низкочастотный автоколебательный, соответствующий первой (низшей) форме колебаний угловой подсистемы с узлом колебаний в наиболее податливом звене;

2) высокочастотный с узлом колебаний на оси колесной пары, соответствующий второй (высшей) форме свободных колебаний с частотой 48.. .70 Гц;

3) двухчастотный автоколебательный, при котором реализуются две формы одновременно.

В [70, 75] рассматривался вопрос определения и прогнозирования областей существования возможных одночастотных и многочастотных устойчивых фрикционных автоколебаний и максимального уровня динамической нагруженности тяговых передач с помощью компьютерного моделирования с использованием паспортных данных грузовых электровозов и тепловозов с опорно-осевой подвеской и учетом упруго-диссипативных параметров пути. Исходя из проведенного исследования и полученных областей существования фрикционных автоколебаний

выявлено, что всегда устойчивыми являются высокочастотные фрикционные автоколебания с частотой, соответствующей крутильным колебаниям с узлом колебаний на оси колесной пары. При этом другие автоколебания могут не возникать. В [75] экспериментальными исследованиями подтверждено, что одними из основных автоколебаний будут колебания с узлом на оси колесной пары частотой от 50 до 76 Гц в зависимости от жесткости и инерционных параметров элементов тягового тракта.

Так как тяговый привод представляет собой электромеханическую систему, то исследование причин возникновения, развития и последствий процессов фрикционных автоколебаний без учета электромагнитных процессов, происходящих в тяговом двигателе, будет неполным. В [16] была рассмотрена взаимосвязь возникновения фрикционных автоколебаний и электромагнитных переходных процессов в тяговом электродвигателе. Полученные результаты показывают, что при моделировании учет электромагнитных переходных процессов оказывает значительное влияние на области существования фрикционных автоколебаний при буксовании (расширяет их), прежде всего на низкочастотную область, соответствующую максимуму амплитуд крутильных колебаний якоря ТЭД и блока ТЭД-тяговый редуктор. С увеличением скорости локомотива и уменьшением тока в цепи якоря диссипативный эффект от наличия электромагнитной упруго-диссипативной связи резко снижается.

А.П. Павленко в [70] были рассмотрены вопросы снижения динамических нагрузок тягового привода при возникновении фрикционных автоколебаний. Угловые колебания тяговых приводов с опорно-рамной подвеской и рамным редуктором связаны в режиме выбега только с галопированием тележек и непосредственно не зависят от других видов вертикальных колебаний, а угловые колебания осевых приводов взаимосвязаны со всеми тремя видами вертикальных колебаний масс экипажа: подпрыгиванием тележки, боковой качкой, галопированием тележки и вертикальными колебаниями колесных пар. Снижение нежелательного взаимного влияния угловых колебаний привода и вертикальных колебаний экипажа возможно посредством:

1) уменьшения эквивалентной торсионной жесткости связи осевого редуктора с двигателем;

2) увеличением безразмерной характеристики осевого редуктора изменением наклона централи;

3) использования осевых редукторов с нечетным числом валов.

При применении этих мер снижается динамическая нагрузка привода и предельный динамический момент на валу якоря тягового электродвигателя, который характеризуется величиной, прямо пропорциональной моменту инерции двигателя, что свидетельствует о предпочтительности использования асинхронных тяговых двигателей, имеющих меньший момент инерции по сравнению с двигателя постоянного тока при одинаковой мощности.

По причине того, что для всех конструкций тяговых приводов (индивидуальный односторонний и двусторонний мономоторный привод) динамические моменты в упругих элементах привода и осях колесных пар при установившихся автоколебаниях прямо пропорциональны угловой равновесной скорости скольжения колесных пар, все мероприятия, направленные на увеличение крутизны статических характеристик электродвигателей и ведущие к снижению скольжения, эффективно уменьшают динамические нагрузки в элементах тяговых приводов. Для локомотивных приводов равновесная угловая скорость скольжения колес должна быть менее 0,8...0,95 рад/с, а максимальная угловая скорость скольжения буксующей оси должна быть ограничена 1,6... 1,9 рад/с, что позволяет снизить в 4...5 раз уровень динамических нагрузок в элементах привода и, особенно в осях колесных пар [70].

Учитывая условия эксплуатации и то, что большая часть эксплуатируемых в нашей стране грузовых магистральных локомотивов имеет опорно-осевую подвеску, необходим тщательный анализ вновь конструируемых, а также модернизируемых локомотивов, целью которого является оптимизация системы тягового тракта с учетом применения новых материалов, технологий обработки и компоновок механической части, а также создание систем управления, позволяющих снизить динамические нагрузки оборудования.

1.2. Реализация защиты от буксования в системах управления

тяговой электропередачей

Проблема эффективного управления тяговым приводом и защиты от буксования является одной из основных в локомотивостроении. Однозначного подхода к её решению не выработано до сих пор, хотя материальная база, алгоритмическое и программное обеспечение совершенствуется с каждым днем. Важным является и взаимодействие всех узлов локомотива, связанных с тяговым трактом, от которого зависит надежность, долговечность и эффективность подвижного состава, так как реализуемое тяговое усилие является основным возмущающим воздействием в системе. Исследованиями в области реализации предельных тяговых усилий, влияния тягового привода на колебания локомотивов, рационального управления тяговым приводом и защиты от буксования занимались такие ученые как Х.-П. Бауэр [4], A.A. Будницкий [29,91], А.Т. Бурков [10], П.Г. Колпахчьян [39, 40, 112], A.C. Курбасов [109], В.А. Кучумов [45], В.В. Литовченко [48, 47], Д.К. Минов [59], JI.A. Мугинштейн [23], В.Е. Розенфельд [85], А.П. Павленко [68, 67, 76], П.Ю. Петров [79], Е.М. Плохов [63, 80], А.Н. Савоськин [86, 87], В.А. Шаров [51, 47, 52] и другие.

Входным воздействием системы «тяговый электропривод-путь» является электромагнитный момент, создаваемый тяговым электродвигателем и определяемый режимом движения поезда и скоростью, изменяющейся при движении локомотива. Так как нагрузка, связанная с реализацией силы тяги, является полезной, то её стремятся увеличить до предельного по сцеплению значения, исходя из которого рассчитывается тяговая передача. При реализации этих значений возможно возникновение режима буксования, являющегося нестационарным эксплуатационным режимом. Его возникновению способствует разница бандажей колесных пар, как одной, так и в целом экипажа, несоосное расположение колесных пар в экипаже, различие механических характеристик тяговых электродвигателей и их мощности, схема соединения, ступени приращения напряжения при

регулировании. При управлении локомотивами, не оборудованными средствами сигнализации возникновения буксования, и локомотивами, системы защиты от буксования которых допускают значительное увеличение скорости вращения колесных пар, машинистам приходится принимать меры по устранению этого режима на основе косвенных параметров (чаще это становится очевидным по показаниям приборов, когда процесс буксования уже достаточно развился). Опытные машинисты воспринимают легкую вибрацию или иногда определяют начинающееся буксование по подергиванию стрелки амперметра силовой цепи и включают подачу песка, или заведомо снижают тяговый момент при прохождении участков, где возможно опасное снижение коэффициента сцепления. В связи с этим является актуальной проблема создания современных автоматических систем, обеспечивающих непрерывное изменение тягового момента и защиту от буксования при изменяющихся условиях движения.

Используемые системы защиты от буксования в целом можно разделить на 2 группы, различающиеся принципом действия:

1) улучшающие условия сцепления в точке контакте колесо-рельс;

2) управляющие изменением электромагнитного момента при увеличении скольжения колес.

Системы защиты от буксования первого типа основываются на подсыпке песка под колеса, хотя разработаны и другие методы, такие, как создание в области контакта магнитного поля и пропускание через контакт электрического тока [16], использование различных активаторов трения [62, 32], ввод в зону контакта магнитных порошков [83] и т. д.

Принципы работы систем защиты от буксования, управляющих изменением момента ТЭД постоянного тока с неуправляемыми выпрямителями, основаны на изменении тока возбуждения тягового генератора или автоматическом изменении тока возбуждения ТЭД.

Вариантом с управлением возбуждением тягового генератора является тяговый привод с параллельно соединенными двигателями последовательного возбуждения, подключенными к синхронному тяговому генератору через

неуправляемую выпрямительную установку. Такой привод имеют серийные грузовые и пассажирские тепловозы [95]. Работа противобуксовочной защиты основана на сравнении токов в параллельных цепях тяговых двигателей и ступенчатом снижении мощности тягового генератора. Защита обладает низкой чувствительностью, обусловленной разбросом параметров, как электрической части (двигателей, электрических цепей), так и механической (диаметров бандажей колесных пар). На тепловозах при стандартной настройке противобуксовочной системы первая ступень снижения мощности генератора срабатывает при избыточной скорости скольжения колесных пар 6...8 км/ч, вторая ступень -10... 12 км/ч. Касательная мощность тепловоза, например 2ТЭ116, при этом снижается на 28...30 % и 35...38 % соответственно [96].

К системам с автоматическим регулированием возбуждения тягового генератора относится также система Super Series [55, 33], разработанная специально для тепловозов с электрической передачей переменно-постоянного тока с параллельно включенными тяговыми двигателями последовательного возбуждения. Принцип ее работы заключается в определении и поддержании предельного напряжения тягового двигателя, которое ограничивает (или регулирует) максимальное значение упругого скольжения (крипа) в зависимости от рабочих характеристик, частоты вращения и тока. Напряжение регулируется изменением тока возбуждения тягового генератора по двигателю, имеющему максимальный крип при минимальном токе. Исследования показали, что максимум кривой сцепления может быть при уровнях крипа от 1 до 15 % в зависимости от состояния рельсов. Поэтому в системе необходимо устройство, динамически изменяющее настройку на максимальный коэффициент сцепления с различным крипом. На основе проведенных исследований сделан вывод, что при регулируемом повышенном крипе передней оси состояние рельсов для задних осей может улучшиться в три раза.

В [108] также отмечено, что длительное движение с малой силой тяги ведет к выглаживанию поверхности катания колес, что неблагоприятно сказывается на условиях сцепления. К увеличению шероховатости приводит применение колодочных тормозов и режим движения локомотива с увеличенным

проскальзыванием, что улучшает сцепление колес с рельсами.

В системах с автоматическим изменением тока возбуждения тяговых двигателей для придания большей жесткости механической характеристике тягового электродвигателя буксующей колесной пары применяют внешнюю подпитку обмотки возбуждения ТЭД с помощью «глухих» соединений силовым кабелем или при помощи разделительных диодов [9, 29].

Принцип работы данной системы основан на изменении жесткости характеристики, возрастающей при увеличении угловой скорости вращения. Преимущество данной схемы привода по сравнению с изменением тока возбуждения тягового генератора заключается в снижении избыточной скорости скольжения и увеличении реализуемой силы тяги у буксующей колесной пары, что достигается за счет создания режима подпитки обмотки возбуждения буксующего тягового двигателя. Но при этом происходит снижение тягового усилия электродвигателя небуксующей колесной пары, невозможно также реализовать заложенный принцип регулирования при буксовании всех осей.

В целом, главным недостатком систем защиты от буксования локомотивов с неуправляемым выпрямителем является отсутствие возможности индивидуального автоматического регулирования силы тяги каждой оси или хотя бы каждой тележки.

В [106] рассматриваются проблемы модернизации отечественного локомотивного парка, секционной мощностью более 2200 кВт, для которого характерна высокая осевая мощность и склонность к буксованию. Предлагаемая адаптивная микропроцессорная система автоматического управления энергетических установок тепловозов, разработанная ВНИКИ, г. Коломна [91], будучи достаточно унифицированной, обеспечивает необходимую жесткость тяговых характеристик, избирательность противобуксовочной системы в отношении каждого колесно-моторного блока (КМБ), адаптивность к изменяющимся условиям, а также способность к компенсации различия характеристик двигателей. Однако действие данной системы ограничено только режимами устранения возникшего буксования, она не инициирует работу на максимуме характеристики сцепления и не обладает требуемым для этого быстродействием.

В настоящее время современные системы электрической тяги должны отвечать следующим требованиям:

1. Высокое быстродействие электромеханического преобразователя для упреждения развития буксования.

2. Ограничение токов двигателя и усилий в передаче.

3. Обеспечение режимов движения с оптимальным соотношением максимальной силы тяги, КПД и ресурса передачи.

Выполнение этих требований могут обеспечить системы с управляемыми преобразователями и индивидуальным (поосным) регулированием силы тяги. Среди таких систем можно выделить системы:

• с общим усилителем в цепи управления буксующего ТЭД - используются преимущественно в асинхронном тяговом приводе (АТП) со скалярным управлением [53,110] и в ТЭП тепловозов с двигателями постоянного тока [34, 96, 33].

• системы подчиненного регулирования (со стабилизацией скорости колесной пары и регулированием проскальзывания). В системах подчиненного регулирования со стабилизацией скорости имеется внутренний (подчиненный) контур тока (или момента) и внешний контур скорости. Такие системы широко применяются в общепромышленных и тяговых приводах [79, 110, 35, 104, 38, 97], причем в тяговых приводах они наиболее часто встречаются при использовании асинхронных двигателей. При автоматическом регулировании АТП для прекращения буксования корректируется амплитуда входного напряжения [110] или скольжение [53].

С начала 1980-х годов в практике конструирования подвижного состава железных дорог начинается активное внедрение новых локомотивов с асинхронными тяговыми двигателями. Вытеснение тяговых двигателей постоянного тока обусловлено следующими их недостатками: низкой надежностью из-за наличия коллекторного узла, повышенной массой в заданных габаритах при низком значении электромагнитного момента, низкой реализацией сцепного веса локомотива, высоким расходом цветных металлов, ограничениями по условиям коммутации и механической прочности, высокими затратами на эксплуатацию. Использование

АТД вместо тяговых двигателей постоянного тока позволяет устранить вышеуказанные недостатки, повысить энергетику привода, улучшить условия труда обслуживающего персонала. Вместе с тем, более сложные принципы управления магнитным потоком и моментом двигателей, повышение значений силы тяги обуславливают необходимость дальнейшего совершенствования систем управления двигателями такого типа.

Локомотивы, оборудованные асинхронными двигателями, имеют более высокую удельную мощность, чем локомотивы с коллекторными двигателями. Однако применение АТД, способных развивать высокие электромагнитные моменты, может приводить при несовершенстве СУ к развитию фрикционных автоколебаний, повышению динамических нагрузок в 3...4 раза, износу и поломкам в тяговой передаче [6, 54, 55, 57, 58].

Система управления АТП должна обеспечивать продолжительную работу в любой точке тяговой области, формировать тяговые характеристики необходимой жесткости, как в квазистационарных, так и в нестационарных режимах [109, 79].

Современные локомотивы с АТП с системами подчиненного регулирования используют в цепи управления двигателями автономные инверторы напряжения на IGBT-транзисторах, имеющих высокую частоту переключения (до 4,5 кГц при реализуемой локомотивами мощности). Это позволяет обеспечить высокое быстродействие привода и регулировать проскальзывание колес вблизи максимума кривой сцепления для каждой оси с целью получения максимальной силы тяги и компенсации снижения суммарного тягового усилия из-за неравномерного распределения вертикальных нагрузок в механической части.

В качестве примера системы подчиненного регулирования можно привести вариант управления тяговым электроприводом, указанный в [11]. Разработанная фирмой «Siemens» система управления тяговыми приводами «Sitrac», работающая как часть системы «Sibas», объединяет в себе высокую динамику, модальный регулятор и оптимизированный импульсный алгоритм.

Весьма перспективной разработкой системы подчиненного регулирования для общепромышленных механизмов, использование которой возможно в тяговом

приводе, является система прямого управления момента (Direct Torque Control -DTC), разработанная фирмой ABB. В [38, 116] приведены особенности данного вида систем управления, определяющие перспективность их применения в системах локомотивной тяги.

П.Г. Колпахчьяном в [40] рассматриваются проблемы оптимального управления асинхронным тяговым приводом с позиции обеспечения требуемых динамических качеств, снижения потерь в тяговом двигателе и преобразователе частоты, снижении пульсаций электромагнитного момента. При управлении асинхронным тяговым приводом требуется регулирование момента с высокой точностью без низкочастотных колебаний и перерегулирования, с минимальными потерями в силовом канале с учетом того, что данная система является нелинейной с большим числом перекрестных обратных связей. Автор обосновывает применение трехуровневого автономного инвертора напряжения с пространственно-векторной широтно-импульсной модуляцией как оптимального в системе тягового привода электровозов, обеспечивающего минимальное число переключений силовых ключей преобразователя и лучшее использование преобразователя по напряжению. Так, например, динамические потери от переключений IGBT-модулей при использовании пространственно-векторной широтно-импульсной модуляции снижаются более чем на треть по сравнению с синусоидальной широтно-импульсной модуляцией. Выбор частоты модуляции, впрочем, должен производиться с учетом двух взаимосвязанных критериев: с одной стороны увеличение частоты модуляции повышает динамические характеристики привода, снижает пульсации электромагнитного момента и потери в АТД, с другой стороны - увеличиваются потери в преобразователе. Кроме этого, максимальная частота переключений ограничивается максимальной величиной отводимого тепла с одного силового ключа (порядка 20 кВт). Проведенный анализ показывает, что использование трехуровневого АИН позволяет при обеспечении требуемого уровня пульсаций момента АТД создать нормальные условия для охлаждения преобразователя. Установлено, что для получения требуемого быстродействия тягового привода частота модуляции АИН должна составлять не менее 800... 1000 Гц, за счет некоторого ухудшения качества, она может быть снижена до 450 Гц. Помимо этого в

работе рассматривается разработанная система защиты от буксования с определением скорости тепловоза на основе сканирования путевой структуры и указано, что для эффективного подавления буксования колесных пар необходимо снижение электромагнитного момента двигателя, интенсивность изменения которого определяется из условия отсутствия колебаний и ударных нагрузок в механической части привода.

Г.А. Федяевой в [102] предлагается структура АТП с ЭТС, позволяющая реализовать предельные тяговые усилия (рис 1.3). Входным сигналом для системы управления АТП тепловоза является свободная мощность на тягу Рсв, которая вычисляется регулятором мощности РМ дизеля с учетом затрат на вспомогательные нужды и поступает в блок вычисления задания момента БВМ. Заданный момент М3 получается путем деления свободной мощности на число осей тепловоза и среднюю частоту вращения а>ср роторов АТД, получаемую в блоке вычисления средней скорости (БВСС) (при наличии датчика скорости тепловоза следует делить на скорость локомотива, приведенную к валу ротора а)п).

При пуске БВМ ограничивает значение момента на требуемом уровне (пуск при постоянном моменте), задается также темп нарастания момента. После выхода на полную для данной позиции контроллера мощность дизеля тяговый двигатель, работая при постоянстве мощности, автоматически переходит в режим ослабления поля. Для этого сигнал 0)ср (соп) подается в блок вычисления задания потокосцепления (БВП), представляющий собой электронную таблицу зависимости потокосцепления статора щ от соср. При этом можно задать поток с учетом минимизации потерь. На участках без ограничения скорости работает только контур момента, и тепловоз разгоняется до установившейся скорости, при которой тяговый момент равен моменту сопротивления движению.

Если для определенного перегона требуется ограничить скорость на заданном значении со3, то по сигналу машиниста блоком логики (БЛ) подключается контур регулирования скорости, и сигнал с выхода регулятора скорости РС становится входным для внутреннего контура момента. В этом случае БВМ ограничивает

задание на момент, если оно становится больше предела по сцеплению или по мощности дизеля. Сформированные задания на момент (М3) и потокосцепление ( щ3) подаются в блок БТС, в котором они сравниваются с фактическими значениями момента и потокосцепления (М и щ), вычисленными адаптивной моделью двигателя (АМД). По сигналам рассогласования в блоках релейного регулирования момента (РРм) и потока (РРп), представляющих собой трехпозиционное и двухпозиционное реле соответственно производится регулирование в скользящем режиме момента и потока двигателя. Этот же контур по сигналу защиты от буксования, поступающему в БЛ, используется при возникновении избыточного проскальзывания для стабилизации скорости двигателей на заданном уровне и прекращения буксования

Рис. 1.3. Структурная схема ТЭП со стабилизацией скорости

В блоке АМД осуществляется вычисление потока статора (модуля и фазы вектора потокосцепления статора \|/8) и момента по введенной в него информации: токам двух фаз статора АТД, напряжению цепи постоянного тока и положению ключей автономного инвертора напряжения (АИН). Может производиться также вычисление скорости АТД и частоты выходного тока АИН. Таким образом, модель АТД осуществляет организацию обратных связей по регулируемым переменным в системе автоматического регулирования.

Далее сигналы с РРм, РРп и БВСП поступают в модуль быстродействующего логического автомата (БЛА), переключающего ключи автономного инвертора в зависимости от оптимизации вектора выходного напряжения АИН по предельным отклонениям момента и потока статора. Таким образом, организация ШИМ-управления осуществляется как функция заданных переменных электромагнитного состояния АТД.

Итак, фазное напряжение асинхронного двигателя формируется переключением шести ЮВТ-транзисторов АИН между положительным и отрицательным полюсами постоянного напряжения. Система прямого управления моментом отдельно определяет момент каждого переключения в зависимости от текущих значений потока и момента. Текущие значения потока и момента вычисляются на основе информации о токе и напряжении двигателя в адаптивной модели двигателя. Затем они сравниваются с задаваемыми в блоках БВМ и БВП значениями момента и потока, что служит информацией для подачи системой управления переключающих импульсов. Таким образом, не существует фиксированной частоты переключений, в результате чего шумовой спектр не содержит пиков высокой частоты и двигатель имеет низкий уровень шума. Система, построенная на основе использования новых силовых ЮВТ-транзисторов, обладающих высокой частотой переключения, обладает высоким быстродействием и позволяет регулировать жесткость тяговых характеристик при движении на пределе по сцеплению таким образом, чтобы оставаться вблизи максимума кривой сцепления.

Проблема регулирования сцепления рассматривалась в [108]. Фирмой Аскгаш, была разработана концепция регулирования сил сцепления, опробованная на опытном электровозе 12Х с тяжелыми грузовыми поездами на горных линиях Швейцарии, а также с пассажирскими в режиме повышенной скорости на высокогорных линиях Германии.

Разработанная система позволяет:

- избегать буксования и юза;

- двигаться с постоянной скоростью при максимальной силе тяги;

- трогать состав большой массы и разгонять его с высоким ускорением, в том числе на крутых подъемах и в кривых;

- обеспечивать высокую плавность хода и большую силу тяги при разгоне поезда до высокой скорости;

- передавать большие усилия при электрическом торможении на затяжных спусках.

Основной целью системы является движение с регулированием проскальзывания, адаптированное к изменяющимся условиям сцепления. Экстремальный тип данной системы обеспечивает цикличное изменение скорости проскальзывания с целью отыскания максимума кривой сцепления, обеспечивающего при движении на нем очистку поверхностей катания от загрязнения. Однако указано, что при возрастании отклонения от максимума возможно развитие фрикционных автоколебаний.

Другая система управления, реализующая принцип регулирования проскальзывания (ЯБЯ) в контакте колесо-рельс моторных вагонов трамвая описана в [107]. Принцип был разработан и опробован в 1987 г. на многих магистральных локомотивах большой мощности, он основан на автоматическом формировании частоты вращения двигателя, соответствующей максимальному моменту, и регулированию проскальзывания, при котором на рельс передается максимально возможная сила тяги.

На рис. 1.4 представлена блок-схема модифицированной системы проскальзывания ЯБЯ-Ы, адаптированной для пригородного подвижного состава и вагонов трамвая. Система с помощью логики поиска определяет, в какую сторону изменяется частота вращения колесной пары, при этом сигнал задания ускорения формируется таким образом, чтобы он отличался от мгновенного ускорения локомотива лишь на небольшую величину.

Интегрируя сигнал задания ускорения, получают требуемое значение сигнала задания частоты вращения двигателя, с помощью которого колесную пару разгоняют до тех пор, пока значение силы тяги не приблизится к максимальному. В тот момент, когда накопитель экстремальных значений установит, что дальнейшее повышение

частоты вращения не приводит к увеличению значения тяги, логика поиска начинает снижать частоту вращения. При снижении проскальзывания ниже оптимального, система начинает вновь увеличивать частоту вращения. При торможении направление циклов противоположно.

Рис. 1.4. Блок-схема системы регулирования проскальзываний КБЯ-Ы

Испытания данной системы показали, что моторные вагоны, оснащенные системой ИЗЫ-М, имеют тормозной путь на 11% короче, чем моторные вагоны, оснащенные ранее использовавшимся системами защиты от буксования и юза, предотвращаются тяжелые режимы буксования, во время разгона поезда наблюдается лишь небольшое буксование.

Одной из проблем при практической реализации систем, работающих по подобному принципу, является определение требуемого отклонения силы тяги от максимума, не допускающего развития фрикционных автоколебаний, а также измерение скорости и ускорения локомотива. На данный момент времени ещё не найдено решения, обладающего всеми требуемыми характеристиками. В разное время были предложены варианты устройств, выполняющих данные функции. В [4] указывалось на использование бегунковой колесной пары для определения задания ускорения, регулирование осуществлялось на основе разницы частот вращения бегунковой и движущей колесной пары. Также для определения скорости применялись устройства, работающие с использованием радарных установок. Так в [105] предлагается способ измерения линейной скорости локомотива на основе доплеровского эффекта, заключающегося в том, что излучаемые радаром волны

отражаются от движущегося объекта со смещением частоты и попадают в приемник. Линейная скорость локомотива определяют посредством измерения разностной частоты излучаемой и принимаемой волн. Данный принцип является сложным в реализации, так как при измерении регистрируют не одну доплеровскую частоту, а широкий спектр частот, подчиняющийся распределению Гаусса, что не обеспечивает возможности измерения малых скоростей в режиме трогания локомотива с места вследствие низкой крутизны выходного сигнала доплеровского измерителя. Для решения проблемы измерения скорости в режимах трогания и останова в [90] предлагается использование магнитометрических датчиков и остаточной намагниченности рельса.

В [111, 112] рассматривается вариант системы для определения скорости локомотива на основе анализа путевой структуры, основанной на определении двумя регистраторами информативного параметра, характеризующего одно из периодически изменяющихся вдоль пути свойств железнодорожного полотна. Большие перспективы имеют и системы определения скорости и пройденного пути локомотива с применением системы глобального позиционирования GPS («Глонасс»), но вопрос обеспечения устойчивой связи и точности позиционирования все ещё остается окончательно нерешенным.

Другой вариант системы АТП с регулированием скорости проскальзывания и подавлением колебаний в тяговой передаче представлен на рис. 1.5 [110]. На структурной схеме показана принципиальная возможность активного подавления колебаний скорости колес и регулирования сил сцепления. Для этого задаваемое значение момента в воздушном зазоре Mson формируется блоком режимного регулирования, входными величинами которого являются расчетный момент в воздушном зазоре двигателя Мг и измеренное значение угловой скорости ротора coi.

Другие параметры, вводимые в блок режимного регулирования, не измеряются, а рассчитываются в блоке оценки. Речь идет об угловых скоростях обоих колес <»2 и Юз, а также о моментах на полом валу М}2 и оси колесной пары М2з-В блок режимного регулирования вводится также задаваемое значение угловой скорости (Osoiu которое в блоке логики слежения формируется на базе задаваемого

значения силы тяги Гвоц.

С помощью воздействия на цепь регулирования частоты вращения можно активно повышать демпфирование колебаний в тяговом тракте. При этом охватывается весь рабочий диапазон угловых скоростей, включая самые низкие, чем обеспечивается жесткость регулирования.

_ /^о//.|^&1У™рОВ£НИв_СИ£Ь1 ^Ц&плени^

Логика

слежения Активное гашение ———- колебаний

М

Блок управления инвертором

soll

М.

»WÜ

Режимное регулирование

Расчетные величины

Блок расчета

Заключение диссертации по теме «Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация», Матюшков, Сергей Юрьевич

4.4. Выводы по главе 4

1. Разработаны комплексные электромеханические модели (с различной степенью детализации) грузового тепловоза с системой управления, обеспечивающей реализацию предельных тяговых и тормозных усилий при индивидуальном регулировании осей и снижение фрикционных автоколебаний в тяговой передаче.

2. При разработке электромеханической модели с высокой степенью детализации применен новый методологический подход к моделированию электромеханической системы локомотива, основанный на включении модели механической подсистемы, выполненной в ПК ЦМ, в модель электрической части, разработанной в Ма£ЬаЬ/81ти1тк, в виде Б-функции с использованием специального интерфейса.

3. На основе моделирования исследованы динамические процессы в ТЭП шестиосного локомотива с предлагаемой системой управления при движении на пределе по сцеплению колес с рельсами при различных условиях движения и алгоритмах управления. Удовлетворительное совпадение отдельных результатов, полученных на упрощенных моделях и моделях с высокой степенью детализации, служит дополнительным подтверждением достоверности результатов моделирования.

4. Установлено, что алгоритмы экстремального регулирования и релейного регулирования проскальзывания дают очень хорошие результаты при разгоне и торможении локомотива в ухудшенных условиях сцепления {щ = 0,18.0,1 и ниже) и обеспечивают плавный разгон (торможение) с реализацией максимально возможных в данных погодных условиях тяговых (тормозных) усилий практически без развития автоколебаний.

5. Определено, что в удовлетворительных и хороших условиях сцепления у/о = 0,19.0,35 и выше) и достаточной крутизне падающего участка характеристики сцепления при движении на пределе по сцеплению колес с рельсами в электромеханической системе ТЭП локомотива наблюдается развитие фрикционных автоколебаний, которые целесообразно отслеживать и ограничивать с использованием системы контроля колебаний.

6. Выявлено, что резонансный максимум, соответствующий фрикционным автоколебаниям на оси колесной пары, в полномасштабной электромеханической модели локомотива, учитывающей динамические процессы в тяговом двигателе, незначительно смещается в сторону уменьшения и составляет 74-75 Гц против значения 76 Гц в упрощенной модели механической части.

7. Установлено, что при векторном управлении и при прямом управлении моментом асинхронных тяговых двигателей использование в системе управления для изменения задания на ускорение ротора сигнала устройства контроля колебаний (виброускорений) корпуса двигателя совместно с сигналом превышения максимума силы тяги позволяет подавить развитие колебаний и снизить динамические нагрузки в тяговой передаче от фрикционных автоколебаний при реализации предельных тяговых усилий до уровня, не превышающего 15 % усилий номинального режима.

8. Сравнение алгоритмов экстремального регулирования и релейного регулирования проскальзывания колес при отключенном и действующем устройстве контроля виброускорений показывает, что оба алгоритма обеспечивают реализацию высоких тяговых и тормозных усилий: при контроле виброускорений можно добиться использования потенциальных условий сцепления на уровне не ниже 93 % и одновременно понизить динамические нагрузки в передаче; при релейном регулировании без контроля колебаний и случайном изменении условий сцепления уровень использования потенциальных условий сцепления в отдельных случаях может понизиться до величины порядка 89 %.

Заключение

В диссертационной работе получены следующие основные результаты:

1. Разработаны математические модели механической части грузового тепловоза с различной степенью детализации, выполнена оценка динамических нагрузок и развития колебаний элементов тяговой передачи тепловоза 2ТЭ25А при увеличении проскальзывания колес и переходе в зону буксования. Выявлено, что в удовлетворительных и хороших условиях сцепления {щ = 0,19.0,35 и выше) и достаточной крутизне падающего участка характеристики сцепления при движении на пределе по сцеплению возможно возникновение фрикционных автоколебаний с узлом на оси колесной пары, имеющих резонансный максимум в частотном диапазоне 74.76 Гц. Наиболее интенсивно автоколебания развиваются при высоких потенциальных коэффициентах сцепления у/0 > 0,3. Эти колебания передаются на корпус двигателя и зубчатое зацепление редуктора и хорошо фиксируются в частотном спектре вертикальных виброускорений корпуса АТД (блока редуктор-двигатель). При свободном развитии колебаний динамические нагрузки в оси колесной пары могут в 3 раза, а в зубчатом зацеплении в 1,5 раза превышать нагрузки номинального режима.

2. При переходе на падающий участок характеристики сцепления существенно увеличиваются амплитуды собственных угловых колебаний блока редуктор-двигатель, горизонтальных и вертикальных колебаний колесно-моторного блока, а также угловых колебаний ротор - колесная пара, причем частота их резонансных максимумов изменяется при этом на 10.20 % по сравнению с работой тяговой передачи на восходящем участке характеристики сцепления, в частности, увеличиваются колебания в частотных диапазонах 6.12 Гц и 30.40 Гц. Названные собственные формы колебаний наиболее полно представлены в вертикальном ускорении корпуса двигателя и угловом ускорении корпуса относительно оси колесной пары.

3. Предложен способ управления тягой и торможением локомотива на пределе по сцеплению колес с рельсами, предусматривающий регулирование ТЭП вблизи максимума характеристики сцепления и виброзащиту.

4. Разработана функциональная схема СУ и алгоритмы управления тяговой электропередачей локомотива с индивидуальным регулированием АТД на пределе по сцеплению колес с рельсами и предотвращением развития фрикционных автоколебаний в тяговом тракте.

5. Применен новый методологический подход к моделированию электромеханической системы локомотива, основанный на включении модели механической подсистемы, выполненной в ПК ЦМ, в модель электрической части, разработанной в Ма1:ЬаЬ/Э ¡тиПпк, в виде 8-функции с использованием специального интерфейса.

6. Созданы электромеханические компьютерные модели грузового тепловоза с СУ, обеспечивающей реализацию предельных тяговых и тормозных усилий при индивидуальном регулировании осей и снижение фрикционных автоколебаний в тяговой передаче.

7. На основе численных экспериментов исследовано функционирование СУ, реализующих максимальные тяговые усилия при применении для регулирования АТД систем векторного управления и прямого управления моментом. Установлено, что при векторном управлении и при прямом управлении моментом АТД использование в СУ для изменения задания на ускорение ротора сигнала устройства контроля виброускорений корпуса АТД совместно с сигналом превышения максимума силы тяги позволяет подавить развитие колебаний и снизить динамические нагрузки в тяговой передаче от фрикционных автоколебаний при реализации предельных тяговых усилий до уровня, не превышающего 15% усилий номинального режима.

8. Выполнено сравнение алгоритмов экстремального регулирования и релейного регулирования проскальзывания колес при отключенном и действующем устройстве контроля колебаний. Установлено, что при контроле колебаний можно добиться более полного использования потенциальных условий сцепления (свыше 93 %).

9. С применением разработанных моделей можно на стадии проектирования производить отработку различных алгоритмов регулирования АТД на пределе по сцеплению колес с рельсами при индивидуальном регулировании осей.

Работа выполнена при поддержке РФФИ, грант № 11-01 -00500-а.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Матюшков, Сергей Юрьевич, 2013 год

Список литературы

1. Авраменко, B.C. Влияние износа тяговой передачи на динамику колесно-моторного блока // B.C. Авраменко, С.М. Королев, В.А. Лысак // Труды ВНИТИ-вып. 52, Коломна.- 1980.- С. 63-69.

2. Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник / А.Э. Кравчик, М.М. Шлаф, В.И. Афонин, Е.А. Соболенская-М. : Энергоиздат, 1982 -504 с.

3. Барский, М.Р. Экспериментальное исследование процессов буксования и юза электровозов / М.Р. Барский, И.Н. Серединова // Проблемы повышения эффективности работы транспорта-М. : АН СССР, 1953.-Вып.1-С.130-180.

4. Бауэр, Х.-П. Оптимальное использование сцепления на электровозе с трехфазным тяговым приводом / Х.-П. Бауэр // Железные дороги мира- 1987 г-№8.- С. 10-24.

5. Бек, Х.П. Активное гашение колебаний колесных пар / Х.П. Бек // Железные дороги мира - №7.- 2000 г.- С. 34-36.

6. Беляев, А.И. Динамические свойства тяговых приводов тепловозов и возможности их улучшения: Автореф. дис. ... д-ра техн. Наук / А.И. Беляев — М., 1979.-43 с.

7. Бирюков, И.В. Тяговые передачи электроподвижного состава железных дорог / И.В. Бирюков, А.И. Беляев, Е.К. Рыбников - М. : Транспорт, 1986 - 256 с.

8. Блохин, Е.П. Динамика поезда / Е.П. Блохин, JI.A. Манашкин- М. : Транспорт, 1982 - 222 с.

9. Бовэ, Г.Е. Параметры уравнительных соединений при электрическом спаривании осей / Г.Э. Бовэ // Вестник ВНИИЖТ - 1975.- №1. - С. 42-45.

10. Бурков, А.Т. Применение асинхронных двигателей в тяговом приводе локомотивов / А.Т. Бурков, Я.Ю. Пармас // Полупроводниковая техника в устройствах электрических железных дорог : Межвуз. сб. тр.— 1983- С. 7-17.

11. Вайгель, В.Д. Современный трехфазный тяговый привод - состояние и перспективы / В.Д. Вайгель // Железные дороги мира.- №10.- 2003 г.- С. 26-31.

12. Вериго, М.Ф. Взаимодействие пути и подвижного состава / М.Ф. Вериго,

A.Я. Коган; под ред. Вериго М.Ф.- М. : Транспорт, 1986.

13. Вибрации в технике. В 6 т. Т. 6. Защита от вибрации и ударов /

B.Н. Челомей [и др.], под ред. К.В. Фролова - М. : Машиностроение, 1981- 456 с.

14. Виноградов, А.Б. Векторное управление электроприводами переменного тока / А.Б. Виноградов.- ГОУВПО «Ивановский государственный энергетический университет имени В.И.Ленина».- Иваново, 2008 - 298 с.

15. Волков, И.В. Динамика тягового привода локомотива в режимах перехода от тяги к буксованию / И.В. Волков, П.А. Коропец «Исследовано в России» [Электронный ресурс], 137, стр. 1491-1497, 2009 г. : многопредмет. науч. журн. / Моск. физ.-техн. ин-т. — Электрон, журн. — Долгопрудный : МФТИ, 1998—2010. — Режим доступа к журн.: http://zhurnal.ape.relarn.ru/ — Загл. с экрана. — Свидетельство о регистрации средства массовой информации ЭЛ №ФС 77-34796 от 25.12.2008.

16. Воробьев, Д.В. Улучшение фрикционных характеристик пары трения колесо-рельс за счет воздействия на контакт электрического тока и магнитного поля. Автореф. дис.... канд. техн. наук / Д.В. Воробьев - Брянск: БГТУ.- 2005. - с. 20.

17. Гапанович, В.А. Перспективы обновления подвижного состава Российских железных дорог / В.А. Гапанович // Транспорт Российской федерации [электронный ресурс].- 2009- №2- С. 43-45- Режим доступа к журн.: http://rostransport.com/transportrf/pdf725/44-48.pdf.

18. Герман-Галкин, С.Г. Компьютерное моделирование полупроводниковых систем. Ма^аЬ 6.0. / С.Г. Герман-Галкин - Санкт-Петербург: Корона принт, 2001 -320 с.

19. ГОСТ Р 53337-2009 «Специальный подвижной состав. Требования к прочности несущих конструкций и динамическим качествам».- Введ. 2010-01-01-М.: Стандартинформ, 2009- 70 с.: ил.

20. Дартау, В.А. Асинхронные электроприводы с векторным управлением / В.А. Дартау, В.В. Рудаков, И.М. Стляров, под. ред. В.В. Рудакова.- Л: Энергоатомиздат, 1987 - 136 с.

21. Динамические процессы в асинхронном тяговом приводе магистральных электровозов / Ю.А. Бахвалов [и др.]; под ред. A.A. Зарифьяна- М. : Маршрут, 2006.-374 с.

22. Евстратов, A.C. Экипажные части тепловозов / A.C. Евстратов. - М. : Машиностроение, 1987.- 134 с.

23. Закономерности динамического распределения нагрузок между тяговыми двигателями / O.A. Некрасов [и др.] // Вестник ВНИИЖТ.- 1992.- № 2.- С. 38-42.

24. Зебальд, М.Б. Сравнение тяговых приводов с опорно-осевой подвеской и опорно-рамной с полым валом / М.Б. Зебальд // Железные дороги мира - 2007 - №8. -С. 53-56.

25. Иванов, В.Н. Конструкция и динамика тепловозов / В.Н. Иванов - М. : Транспорт, 1974- 336 с.

26. Исаев, И.П. Случайные факторы и коэффициент сцепления / И.П. Исаев-М.: Транспорт, 1970.- 184 с.

27. Исаев, И.П. Проблемы сцепления колес локомотива с рельсами / И.П. Исаев, Ю.М. Лужнов.-М.: Машиностроение, 1985.-238 с.

28. Исаев, И.П. Проблемы сцепления колес локомотива с рельсами / И.П. Исаев, Ю.М. Лужнов.-М. : Машиностроение, 1985.-238 с.

29. Исследование электрических передач. Схемные решения, улучшающие тяговые показатели тепловоза с электрической передачей / Будницкий A.A. [и др.] // Труды ВНИТИ - Коломна.- 1977.- Вып. 45- С. 16-21.

30. Калкер, И.И. Обзор теории локального скольжения в области упругого контакта с сухим трением / И.И. Калкер, А.Д. Патер // Прикладн. мех.- 1971- Т.7.-Вып. 5.- С. 9-20.

31. Кернер, О. Сравнение концепций механической части трехфазного тягового привода / О. Кернер // Железные дороги мира - 2005 - № 9 - С. 31 - 41.

32. Кикичев, Ш.В. Повышение эффективности активизаторов сцепления путем улучшения их адгезиозных характеристик / Ш.В. Кикичев; Автореф. дисс. ...канд. тех. наук. Ростов-на-Дону, 2009 г.

33. Клименко, Ю.И. Исследование электропривода с изменяемой жесткостью тяговой характеристики: дис. ... канд. техн. наук / Ю.И. Клименко.- Коломна: ВНИКТИ, 2004.-171 с.

34. Клименко, Ю.И. Раздельное регулирование тягового усилия обмоторенных осей тепловоза / Ю.И. Клименко // Сб. научных трудов. - Санкт-Петербург: Из-во ПГУПС.- 2003.- С. 86-91.

35. Ключев, В.И. Теория электропривода / В.И. Ключев. — М.: Энергоатомиздат, 2001 - 704 с.

36. Ковалев, Р.В. Совершенствование системы управления тяговым электроприводом грузового локомотива / Р.В. Ковалев, С.Ю. Матюшков, A.A. Пугачев, Г.В. Роговцев, Г.А. Федяева // Изв. Тульского гос. техн. ун-та. - 2010. -№3.- С. 109-114.

37. Козярук, А.Е. Системы прямого управления моментом в частотно-регулируемых электроприводах переменного тока / А.Е. Козярук, В.В. Рудаков; под ред. Народицкого А.Г.— СПб.: Санкт-Петербургская электротехническая компания, 2005.- 100 с.

38. Козярук, А.Е. Современное и перспективное алгоритмическое обеспечение частотно-регулируемых электроприводов / А.Е. Козярук, В.В. Рудаков- Санкт-Петербург: Санкт-Петербургская электротехническая компания, 2004г.- 128 с.

39. Колпахчьян, П.Г. Адаптивное управление асинхронным тяговым приводом магистральных электровозов / П.Г., Колпахчьян.- Ростов н/Д : Изд-во журн. «Изв. вузов. Сев. Кавк. регион, 2006 - 131 с.

40. Колпахчьян, П.Г. Методология комплексного моделирования и способы управления асинхронным тяговым приводом магистральных электровозов / Колпахчьян П.Г. : Автореф. дис. докт. техн. наук-Новочеркасск, 2006 г.-36 с.

41. Копылов, И.П. Математическое моделирование электрических машин / И.П.Копылов.- М. : Высш. шк., 2001- 328 с.

42. Коропец, П.А. Прогнозирование боксования колесных пар локомотива по характеристикам динамических процессов в системе «экипаж-тяговый привод-путь» / Коропец П.А.: Автореф. дис. канд. техн. наук - Ростов-на-Дону, 2007 г.- 19 с.

43. Коропец, П.А. Флаттер в тяговом приводе локомотива в режимах буксования / П.А. Коропец «Исследовано в России» [Электронный ресурс], 064, стр. 761-772, 2009 г. : многопредмет. науч. журн. / Моск. физ.-техн. ин-т. — Электрон, журн. — Долгопрудный : МФТИ, 1998—2010. — Режим доступа к журн.: http://zhurnal.ape.relarn.ru/ — Загл. с экрана. — Свидетельство о регистрации средства массовой информации ЭЛ №ФС 77-34796 от 25.12.2008.

44. Кудрявцев, H.H. Определение вертикальных возмущений, вызывающих колебания обрессоренных частей вагона при движении по рельсовому пути / H.H. Кудрявцев, В.Н. Белоусов, Г.Б. Бурчак // Вестник ВНИИЖТ.- 1982.- №5.- С. 39.

45. Кучумов, В.А. Исследование характеристик вращающего момента тягового асинхронного двигателя / В.А. Кучумов // Вестник ВНИИЖТ.- 1982-№8.-С. 29-32.

46. Лисицын, A.A. Нестационарные режимы тяги (тяговое обеспечение перевозочного процесса) / A.A. Лисицын, Л.А. Мугинштейн - М., Интекст, 1996— 159 с.

47. Литовченко, В.В. Быстродействие тягового электропривода - резерв повышения тяговых свойств локомотивов / В.В. Литовченко, В.А. Шаров, П.Ю. Петров // Материалы IV Междунар. научно-техн. конф., поев. 100-летию Моск. гос. ун-та путей сообщ. (МИИТ) «Проблемы развития локомотивостроения».-Москва 28-31 октября 1996.-С. 81.

48. Литовченко, В.В. Внедрение асинхронного привода на тяговом подвижном составе /В.В. Литовченко // Железнодорожный транспорт. ОИ/ЦНИИТИ МПС.- 1988.-Вып. 1.-С. 1-36.

49. Лужнов, Ю.М. Потери энергии и их роль при реализации сцепления колес с рельсами / Ю.М. Лужнов, В.А. Попов, В.Ф. Студентова // Трение, износ и смазочные материалы: Докл. Междунар. науч.-техн. конф.- Ташкент, 1985-М.,1985- Т.1.-С. 133-138.

50. Лужнов, Ю.М. Физикохимия сцепления / Ю.М. Лужнов // Науч. труды III конгр. Евротриб - Варшава, 1981- Вып.1- С. 315-325.

51. Львов, H.B. Методика расчета переходных процессов в асинхронном тяговом приводе локомотива/ Н.В. Львов, В.А. Шаров//Тр. МИИТ. - 1974- Вып. 42.-С. 53-61.

52. Львов, Н.В. Методика расчета переходных процессов в асинхронном тяговом приводе локомотива / Н.В. Львов, В.А. Шаров // Тр. МИИТ- 1974 — Вып. 42-с. 53-61.

53. Математическое моделирование режима троганья с места электровоза с асинхронными тяговыми двигателями / Л.Н. Сорин [и др.] // Вест. Восточноукр. нац. ун-та. Технические науки - Луганск: Изд-во ВНУ- 2002 - № 6 - Ч. 2 - С. 26-30.

54. Матюшков, С.Ю. Система автоматизированного управления тяговым электроприводом с асинхронными двигателями / С.Ю. Матюшков, Д.В. Кочевинов, Г.В. Роговцев, Г.А. Федяева // Вест. Брянского техн. ун-та: Изд-во БГТУ.- 2012. -№ 1.-С. 81-88.

55. Мейер, Б. Локомотивы с высокими тягово-сцепными свойствами и регулируемым крипом / Б. Мейер // Железные дороги мира - 1989 - № 5 - С. 33-37.

56. Меншутин, H.H. Зависимость между силой сцепления и скоростью скольжения колесной пары локомотива / Н.Н Меншутин // Вестник ВНИИЖТ-1960.-№7.-С. 12-16.

57. Меншутин, H.H. Исследование скольжения колесной пары электровоза при реализации силы тяги в эксплуатационных условиях / H.H. Меншутин // Тр. ВНИИ ж.-д. трансп.-М. : Трансжелдориздат - I960-Вып. 188-С 113-132.

58. Механическая часть тягового подвижного состава: учебник для вузов ж.-д. трансп. / И.В. Бирюков [и др.], под ред. И.В. Бирюкова - М. : Транспорт, 1992 - 440с.

59. Минов, Д.К. Повышение тяговых свойств электровозов и тепловозов с электрической передачей / Д.К. Минов - М. : Транспорт, 1965.- 267 с.

60. Михальченко, Г.С. Автоматизированный программный комплекс DYNLOC для исследования ходовой динамики рельсовых экипажей / Г.С. Михальченко, Д.Ю. Погорелов, B.C. Коссов // Сб. трудов 4-й международной научно-технической конференции - Брянск : из-во БГТУ - 2001- С. 58-65.

61. Михальченко, Г.С. Динамика ходовой части перспективных локомотивов / Г.С. Михальченко.- М. : МАМИ, 1982 - 99 с.

62. Могилевский, В.А. Повышение коэффициента сцепления колес тягового подвижного состава с рельсами путем применения активизаторов трения /

B.А. Могилевский; Автореф. дисс. ...канд. тех. наук. Ростов-на-Дону, 2001 г.

63. Моделирование электромеханической системы электровоза с асинхронным тяговым приводом / Ю.А. Бахвалов [и др.]; под. ред. Е.М. Плохова-М.: Транспорт, 2001- 286 с.

64. Осиновский, O.A. Результаты натурных испытаний микропроцессорной системы предупреждения боксования колесных пар тепловозов / O.A. Осиновский // Вюник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля.- 2006.- №8(102).- Ч. 2.- С. 77-82.

65. Осиновский, O.A. Улучшение тягово-сцепных и эксплуатационных качеств тепловозов за счет совершенствования противобоксовочных систем / Осиновский O.A. : Автореф. дис. канд. техн. наук - JL, 2007 г.- 24 с.

66. Островский, B.C. Влияние крутильных колебаний в колесно-моторном блоке на процессы срыва сцепления колес локомотива с рельсами / B.C. Островский, А. Н. Савоськин, Д. А. Сурков // Фундаментальные проблемы динамики и прочности подвижного состава. Юбилейный сб. науч. тр.-М. : МИИТ, 1997-Вып. 912.- 103 с.

67. Павленко A.A. Система обнаружения предельных сил сцепления рельсовых транспортных средств / A.A. Павленко // Вестник Харьковского государственного политехнического университета - 1999 - Вып. 88.- С. 78 - 85.

68. Павленко, A.A. Универсальная система раннего обнаружения и предупреждения боксования и юза рельсового подвижного состава / A.A. Павленко, А.П. Павленко // Зал1зничний транспорт Украши. - 1999 - №1. - С. 2-6.

69. Павленко, А.П. Влияние эксплуатационных режимов на динамические характеристики систем тягового привода грузовых тепловозов / А.П. Павленко, O.A. Осиновский // Вюник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля - 2005- № 8(90).- Т.1.-

C.71-77.

70. Павленко, А.П. Динамика тяговых приводов магистральных локомотивов / А.П. Павленко-М.: Машиностроение, 1991.-192 с.

71. Павленко, А.П. Моделирование систем «тяговый электропривод -микропроцессорное устройство предупреждения боксования колесных пар» грузовых локомотивов / А.П. Павленко, А.И. Кийко, А.И. Осиновский // Шсник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля - Луганськ, 2004- № 8 (78).- Т. 2. - С. 271-277.

72. Павленко, А.П. Определение исходных параметров и характеристик динамических процессов в технических объектах при минимуме исходной информации о них / А.П. Павленко // Вюник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля— 2011.-№ 4 (158).-Ч. 2-С. 167-174.

73. Павленко, А.П. Опыт эксплуатации и перспективы внедрения микропроцессорной системы предупреждения боксования локомотивов / А.П. Павленко, O.A. Осиновский // Зашзничний транспорт Укра'ши- 2005- № 3/1-С. 171-174.

74. Павленко, А.П. Отчет «Оценка динамических качеств и разработка требований и рекомендаций по выбору параметров тяговых приводов локомотивов: отчет о НИР (заключ.)» / рук. Павленко А.П., Рост. ин-т. ж.д. трансп. (РИИЖТ).-Ростов-на-Дону, 1985 - 109 е.- инв. № 01.86.0082339.

75. Павленко, А.П. Прогнозирование характера динамических процессов и оценка динамической нагруженности элементов тягового привода и экипажной части локомотивов при буксовании // А.П. Павленко, Н.В. Клипаков // Вестник Восточноукр. нац. ун-та. Технические науки - 2006 - № 8 - Ч. 1- С. 84-91.

76. Павленко, А.П. Эксплуатационные испытания новой системы обнаружения и прупреждения боксования локомотивов / А.П. Павленко, В.Н. Ивахненко, В.Б. Чистяк // Вюник CxiдноуKpaiнекого нащонального ушверситету. Техшчш науки.-2001.-№7 (41).-С. 110-115.

77. Павленко, П.А. К выбору расчетных схем и математических моделей для прогнозирования динамических процессов в системах «тяговый электропривод-экипаж-рельсовый путь» при боксовании локомотивов / П.А. Павленко, В.Н. Киселев, Н.В. Клипаков // Вюник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля- 2007 — №8(102).-Ч. 1.-С. 93-100.

78. Павленко, П.А. О влиянии электромагнитных процессов в цепях тяговых электродвигателей на развитие фрикционных автоколебаний в тяговых приводах и экипажной части локомотивов при боксовании / П.А. Павленко, Н.В. Клипаков // В1сник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля.- 2007.- №8(102).- Ч. 1.- С. 73-79.

79. Петров П.Ю. Быстродействующая система управления тяговым электроприводом для улучшения сцепных свойств электроподвижного состава с асинхронными тяговыми двигателями: Автореф. дис. ... канд. техн. наук/ П.Ю. Петров.-М. : МИИТ, 1998. - 19 с.

80. Плохов, Е.М. Моделирование электромеханических процессов в электровозе с асинхронными тяговыми двигателями электровоза/ Е.М. Плохов / Автореф. дис. ... докт. техн. наук -Ростов-на-Дону: РГУПС, 2001 - 36 с.

81. Погорелов, Д.Ю. Проверка возможности развития опасных режимов при буксовании электровоза ЭП2К методом компьютерного моделирования / Д.Ю. Погорелов, В.А. Симонов // Вюник Схщноукр. нац. ун-ту iM. В. Даля - 2011-№4(158).-Ч. 2.-С. 7-10.

82. Правила тяговых расчетов для поездной работы/ П.Т. Гребенюк [и др.]. -М.: Транспорт, 1985.-287 с.

83. Протасов, A.B. Повышение коэффициента сцепления колес локомотива избирательной дозировкой вводимых в зону контакта магнитных порошков / Протасов, A.B.; Автореф. дисс. ...канд. тех. наук. Ворошиловград, 1984 г.

84. Регулирование проскальзывания колес на электровозах с асинхронным тяговым приводом / М. Бушер [и др.] // Железные дороги мира - 1994 - № 4 — с. 3045.

85. Розенфельд, В.Е. Теория электрической тяги / В.Е. Розенфельд, И.П. Исаев, H.H. Сидоров-М.: Транспорт, 1983.-328 с.

86. Савоськин, А.Н. Исследование влияния тягового привода на вертикальные колебания электровоза / А.Н. Савоськин, Г.П. Бурчак, Н.И. Долгачев // Пробл. динамики и прочности ж.-д. подвижного состава: Межвуз. сб. науч. тр.— Днепропетровск, 1982-С. 53-58.

87. Савоськин, А.Н. Об учете влияния характеристик экипажа и пути на возмущения, вызывающие вертикальные колебания рельсовых экипажей / А.Н. Савоськин // Науч. труды Моск. ин-та инж. ж.-д. транспорта - 1970 - Вып. 329-С.14-33.

88. Самме, Г.В. Закономерности силы трения контакта колесо-рельс в режиме тяги локомотива: Автореферат дис. ... д-ра техн. наук. / Г.В. Самме; М., 1986.-38 с.

89. Самме, Г.В. Проблемы сцепления локомотива / Г.В. Самме // Вестник ВНИЖТ.- 1997.-№1.-С. 38-41.

90. Смирный, М.Ф. Измерение скорости движения локомотива магнитометрическим датчиком при наличии остаточной намагниченности рельса / М.Ф. Смирный, О.В. Малахов // Bíchhk Схщноукр. нац. ун-ту ím. В. Даля - 2002-№6 (52).-Т. 2.-С. 92-95.

91. Совершенствование электрических передач и электрооборудования тепловозов / Будницкий A.A. [и др.] // Тяжелое машиностроение - 2000 - №21 — С. 22-27.

92. Современное состояние и тенденции в асинхронном частотно-регулируемом электроприводе (краткий аналитический обзор) / JI.X. Доцковский [и др.].-Электротехника— 1996-№ 10 —С. 17-22.

93. Соколовский, Г.Г. Электроприводы переменного тока с частотным регулированием / Г.Г. Соколовский - М. : Academia, 2006 - 265 с.

94. Стратегия развития железнодорожного транспорта в Российской Федерации до 2030 г., расп. Правительства РФ №877-р от 17.06.2008 г. [Электронный ресурс].— Режим доступа : http://government.ru/gov/results/832.

95. Тепловоз 2ТЭ116 / С.П. Филонов [и др.].- М. : Транспорт, 1996.- 334 с.

96. Тепловоз с высоким коэффициентом тяги / Д.Л. Киржнер [и др.] // Труды ВНИТИ.-Коломна.-2004.-Вып. 83- С. 15-24.

97. Терехов, В.М. Системы управления электроприводов / В.М. Терехов, О.И. Осипов. Под. ред. В.М. Терехова - М. : Издательский центр «Академия», 2005.304 с.

98. Тибилов, Т.А. Асимптотические методы исследований колебаний подвижного состава / Т.А. Тибилов // Науч. труды Рижск. ин-та инж. ж.-д. транспорта-М. : Транспорт, 1970-Вып. 78.-224 с.

99. Тибилов, Т.А. Автоколебания в тяговом приводе электровоза при буксовании / Т.А. Тибилов, Г.С. Фроянц // Науч. тр. Ростов, ин-та инж. ж.-д. транспорта.-Ростов-наДону, 1973-Вып. 94-С. 38-53.

100. Универсальный механизм 6.0. Руководство пользователя / Лаборатория вычислительной механики, БГТУ [Электронный ресурс].- Режим доступа: http://www.umlab.ru.

101.Федяева, Г. А. Прогнозирование динамических процессов при нестационарных и аварийных режимах тягового электропривода с асинхронными двигателями / Федяева Г.А.: Автореф. дис. д-ра. техн. Наук.- М., 2008 г.- 39 с.

102.Федяева, Г.А. Реализация предельных тяговых усилий тепловозами с асинхронным тяговым приводом / Г.А. Федяева // Вестник ВНИИЖТ - №5- 2007 г.- С.29-34.

103. Федяева, Г.А. Управление тяговым электроприводом на пределе по сцеплению колес с рельсами и подавление фрикционных автоколебаний/ Г.А. Федяева, С.Ю. Матюшков, Г.В. Роговцев, А.Н. Тарасов// Вест. Восточноукр. нац. ун-та. Технические науки Т. 1. - Луганск: Изд-во ВНУ, 2011. - № 4.- С. 31-36.

104. Фираго, Б.И. Теория электропривода / Б.И. Фираго, Л.Б. Павлячик-Минск : ЗАО «Техноперспектива», 2004- 527 с.

105.Хильгер, Г. Использование радара для измерения пройденного пути и скорости / Г. Хильгер // Железные дороги мира - 2000 - №10 - С.31-37.

Юб.Шапран, E.H. Разработка адаптивных микропроцессорных систем автоматизации автоматического регулирования энергетических установок тепловозов / E.H. Шапран // Вюник Схщноукрашского нацюнального ушверситету. Техшчш науки.- 2003 г.- №9(67).- С. 105-113.

107. Шварц, Х.Е. Регулирование проскальзываний в контакте колесо-рельс моторных вагонов трамвая / Х.Е. Шварц // Железные дороги мира - 2001- № 6-С. 50-56.

108.Шрайбер, Р. Оптимизация коэффициента сцепления электровоза серии 12х / Р. Шрайбер // Железные дороги мира.- №6.- 2000 г.- С. 29-34.

109. Электроподвижной состав с асинхронными тяговыми двигателями / H.A. Ротанов [и др.]; под ред. H.A. Ротанова - М. : Транспорт, 1991 - 336 с.

110. Энгель Б. Регулирование тяги с высоким использованием сил сцепления / Б. Энгель // Железные дороги мира - 1999 - № 2 - С. 39-45.

111. Пат. U1 39306 Российская Федерация, МПК7 В 60 L 3/10, В 60 L 9/16. Устройство управления подвижным составом с асинхронными тяговыми двигателями, обеспечивающее предупреждение буксования и юза / Г.А. Федяева, В.Н. Федяев, А.И. Власов ; заявитель и патентообладатель Брянский государственный технический университет- 2004107971/11 ; заявл. 27.07.2004; опубл. 27.02.2006, Бюл. №6.- 8 с. : ил.

112. Пат. 2189599 Российская Федерация, МПК7 G 01 Р 3/64. Способ измерения линейной скорости локомотива / Зарифьян A.A., Кириевский Е.В., Январев С.Г., Колпахчьян П.Г. ; заявитель и патентообладатель Южно-Российский государственный технический университет - № 2001119755/28 ; заявл. 16.07.2001 ; опубл. 20.09.2002, Бюл. № 18, 3 с. : ил.

113. Пат. 2378654 Российская Федерация, МПК G 01 Р/64. Локомотивная система определения скорости движения и пройденного пути / Дёжин Ю.И., Абрамов В.М., Васин Н.К., Малахов C.B., Никифоров Б.Д., Рабинович М.Д., Соколов А.Н. ; заявитель и патентообладатель ЗАО «ОЦВ».- № 2008137772/28 ; заявл. 24.09.2008 ; опубл. 10.01.2010 Бюл. № 1, 10 с. : ил.

114. Пат. 2175612 Российская Федерация, МКП7 В 60 L 3/10. Устройство обнаружения предельных по сцеплению режимов работы тягового привода рельсового транспорта / П.А. Коропец, B.C. Черный ; заявитель и патентообладатель П.А. Коропец.-№ 2000100712/28 ; заявл. 10.01.2000 ; опубл. 10.11.2001, Бюл. № 31.6 с. : ил.

115. Пат. U1 99390 Российская Федерация, МПК B60L 3/00. Система регулирования асинхронного тягового электропривода локомотива на пределе по сцеплению колес с рельсами / Матюшков С.Ю., Роговцев Г.В., Федяева Г.А.,

Федяев H.A. ; заявитель и патентообладатель Брянский государственный технический университет- 2010121568/11 ; заявл. 27.05.2010; опубл. 20.11.2010, Бюл. №32.- 2 с.: ил.

116. Пат. С2 2446063 МПК B60/L 3/10. Способ управления тяговым электроприводом локомотива на пределе по сцеплению колес с рельсами / Федяева Г.А., Федяев H.A., Матюшков С.Ю., Роговцев Г.В. ; заявитель и патентообладатель Брянский государственный технический университет-2010121570/11 ; заявл. 27.05.2010; опубл. 27.03.2012, Бюл. №9.- 7 с.: ил.

117. Buscher, М. Radschlupf-regelung fur Drehstrom-lokomotiven / М. Buscher, R. Pfeiffer, H-J. Schwarz // Elektrische Bahnen.- 1993.- Vol.91.-No.5.-pp.l63-178.

118. Kalker, J.J. Some New Results in Rolling Contact / J.J. Kalker, J. Piotrowski // Vehicle System Dynamics, 18 (1989), p. 223-242.

119. Kalker, J.J. Über die Mechanik des Kontaktes zwischen Rad und Schiene / J.J. Kalker // ZEV-Glasers Annalen.- 1978.- V. 102.- Nr.7/8.- S.214-218.

120. Mei, Т. X. A Mechatronic Approach for Anti-Slip Control in Railway Traction / Т. X. Mei, J. H. Yu, D. A. Wilson // Proceedings of the 17th World Congress "The International Federation of Automatic Control".- Seoul, Korea, July 6-11, 2008 - p. 82758280.

121.Polach, O. Creep forces in simulations of traction vehicle running on adhesion limit / O. Polach // 6th International conference on contact mechanics and wear of rail/wheel systems (CM'2003). - 2003.

122. Yu, J. H. Re-adhesion control based on wheelset dynamics in railway traction system / J. H. Yu, T. X.Mei, D. A. Wilson // UKACC2006, Glasgow.- 2006.

123.Zhenyu Y., David F., AC Induction Motor Control Using Constant V/Hz Principle and Space Vector PWM Technique with TMS320C240, Texas Instrument / Y. Zhenyu, F.David // Texas Instrument [Электронный ресурс].- 1998 - 131 е.- Режим доступа: http://www.ti.com.cn/cn/lit/an/spra284a/spra284a.pdf.

Таблица А1

Значение параметров элементов тягового привода и экипажной части магистральных локомотивов с тяговым приводом 1-го класса

№ п/п Наименование параметра Обозначение Размер- Эксплуатируемые локомотивы

электровозы Тепловозы

ВЛ82М ВЛ11М ДЭ1 2ТЭ116

1 2 л 4 5 6 7 8

Инерционные параметры

1. Масса подрессоренных частей одной тележки тт 103к 5,91 5,75 5.88 53.4*

2 Масса неподрессоренных частей тележки, отнесенных к одной колесной паре Щ 103 кг 6,58 6,55 6,56 5,2

3. Масса кояесно-моторного блока в целом, в том числе: »4* 103 кг 7,35 7,2 7.15 5,82

-масса якоря ТЭД с шестерней тя 103к» 1,64 1,29 1,51 1,05

-масса шестерни редуктора 0,215 0,215 0,215 0,125

-корпуса блока ТЭД редуктора 103 кг 3,2 3.2 3.15 2,62

4. Моменты инерции относительно центральных осей подрессоренных частей тележки

- относительно оси у 103 кг-м2 1,780 1,494 1.490 -

- относительно оси х л. 103 кгм2 0,902 0,909 1,03 -

5. Моменты инерции относительно собственных осей вращения:

-якоря ТЭД вместе с шестерней л 103 кг-м2 0.083 0,0817 0,0827 0,036

-одного колеса (вместе с зубчатым колесом) колесной пары л, 103 кг-м2 0,289 0,287 0,289 0,125

-другого колеса колесной пары •ъ 103 кг-м2 0.289 0,287 0.289 0,105

б. Момент инерции корпуса блока «ТЭД-редуктор» относительно его центральной оси у л 103 кг-м2 0,579 0,574 0,58 0,28

7. Момент инерции блока «ТЭД-редуктор» относительно оси колесной пары 103 кгл/2 0,674 0,667 0,673 0,344

Жесткостные параметры

8 Вертикальная жесткость буксового рессорного подвешивания (на одну колесную пару) ^ю3 м 3,2 3.04 3.09 1,39

9. Вертикальная жесткость центрального рессорного подвешивания (на одну колесную пару) сг —ю3 м 3,42 3,11 3.44 0

10. Жесткость(вертшсальная) узла подвески блока «ТЭД-редуктор» к раме тележки С1 м 7,29 7,29 5,67 4,0

1 2 3 4 5 6 7 8

и. Жесткость продольной (вдоль оси) связи колесной пары с тележкой м 2,39 2,18 2,26 1.82

12. Приведенная к одной колесной паре вертикальная жесткость бесстыкового рельсового пути: Сд а1

-с деревянными шпалами летом'зимой 3,6/8

-с железобетонными шпалами летом/зимой 4,2/10,1

13. Приведенная к валу якоря эквивалентная угловая жесткость односторонней связи якоря ТЭД с колесной парой С рад ** 0,11 + + 0,946 0,11 + + 0,946 0,183 + +1.73 *** 0,0062 + + 0,019

14. Угловая жесткость оси колесной пары со кНл'10< рад 1,3 1.3 1,3 1,07

Дпссипативные параметры

15. Отнесенный к одной колесной паре коэффициент эквивалентного вязкого трения буксовой ступени подвешивания (вдоль вертикальной оси) с учетом рассеивания енерган в подводках букс { ЬПБ ) Ь\=Ьб+Ьлб кНс м 51 46 49,0 42

ЪБ кНс л/ 45 40 43 38

V кНс м б 6 6 4

16. Отнесенный к одной тележке коэффициент эквивалентного вязкого трения гасителей колебаний вторичного рессорного подвешивания вдоль вертикальной оси Щ кНс м 98 95 98,4 -

17. Отнесенный к одной колесной паре коэффициент эквивалентного в вертикальном направлении вязкого трения рельсового пути: ъ„ кНс м

-с деревянным! шпалами летом/зимой 155/223 155/223 155'223 137/200

-с железобетонными шпалами летом/зимой 187/242 187/242 187/242 168/193

18. Приведенный к вату якоря коэффициент эквивалентного вязкого трения односторонней связи якоря ТЭД с колесной парой ъ кНмс рад 0,024 + 0,072 0,032 + 0,058

19. Коэффициент эквивалентного вязкого трения в моторно-осевых подшипниках КМБ Ъмо кНмс рад 0,11 0.11 0,11 0,087

20. Коэффициент эквивалентного вязкого трения в оси колесной пары К кНмс рад 0,008 0,008 0,008 0,008

21. Коэффициент эквивалентного вязкого трения (вдоль оси х). в буксовых поводках одной колесной пары К кНс м 1.9 + 15,8 1,9 + 15,8 1,9 + 15,8 1.5+ 11,0

21А. Коэффициент эквивалентного вязкого трения (вдоль оси х), в узле подвески ТЭД к раме тележки ъ0 кНс м 1,6+ 8,7 1,6+ 8,7 1,6+ 8,7 -

1 2 3 4 5 6 7 8

Геомет рическне параметры

22. База тележки 21 м 3,0 3,0 2,9 3,7

23. Продольная база (вдоль оси х) первичного рессорного подвешивания 21 м 3.0 3,0 2,9 3,7

24. Продольная база вторичного рессорного подвешивания А .11 1,16 1,16 1,02 -

25. Расстояние (вдоль оси х) от оси колесной пары до узла крепления корпуса КМБ к раме тележки м 1,15 1,15 1,23 0,91

26. Угол наклона централи тягового редуктора к горизонтальной оси X ач градусы 25 25 27 0

27. Расстояние вдоль централи от оси колесной пары до центра тяжести:

- якоря ТЭД (шестерня редуктора) л/ 0,57 0,57 0,617 0,468

- корпуса блока «ТЭД -осевой редуктор» ¿о Л/ 0.408 0,408 0,41 0,35

28. Радиус колес локомотивов по кругу катания к м 0,625 0,625 0,625 0,525

Другие параметры

29. Статистика нагрузок на ось Л0 кН 240 230 230 226

30. Передаточное отношение тягового редуктора 11 - 3,83 3,83 3,83 4,21 3,65Д

31. Электромагнитная постоянная времени цепи ТЭД Т3 сек 0,05 0,38 0,05 0,05 0,1

Таблица Б1

Параметры механической части модели тепловоза 2ТЭ25А (все параметры приведены в единицах системы СИ) Параметры, используемые в подсистеме "Vehicle"

Параметр Выражение Значение Комментарий

xsh 6.535 Шкворневая полубаза

шс 88400 Масса кузова

icx 160000 X Момент инерции кузова

icy 2000000 У Момент инерции кузова

icz 1900000 Ъ Момент инерции кузова

zc 1.8 Высота центра масс кузова над осями колесных пар

dxspring2 0.085 смещение центра симметрии пружин

v 1 0.03 точка перелома хар. гасителя виляния

d 1 250000 Параметр гасителя виляния тел. до перелома хар.

d 2 10000 Параметр гасителя виляния тел. после перелома хар.

gwidth 3.08 Габаритная ширина кузова

gheight 5.268 Габаритная высота

glength 21.2 Габаритная длина

wheel height 0.5 Высота колёс

mp 4000000 Масса состава (инерц)

key train 1 Ключ сопротивл. движ 1/0 (есть/нет)

mtrain 4000000 Масса состава (сопрот. движ)

clxpodv 4000000 жесткость подвеса двигателя

dlxpodv 40000 диссипация в подвесе двигателя

Таблица Б2

Параметры, используемые в подсистеме "Тележка"

Параметр Выражение Значение Комментарий

штата 6800 масса рамы тележки

iramax 3600 Момент инерции рамы относи-тельно оси х

iramay 35600 Момент инерции рамы относи-тельно оси у

iramaz 30700 Момент инерции рамы относи-тельно оси г

ybuksa 1.13 Поперечное положение буксы

fst2 0.1 Статический прогиб второй ступени

yspring2 1.13 Координата пружини

xspring2 int 0.3 Координата пружины

dxspring2 0.085 Смещение центра симметрии пружин

xspringl 0.31 Продольное положение пружи-ны

zspring2 0.59 Координата пружини

zspringl 0.05 Вертикальная координата при-крепления пружины к буксе

ldampery2 0.5 Координата гасителя

ИБрПГЩ 1 0.25 Высота пружин первой ступени с учетом статической деформации

хроуоёок 0.25 Прикрепление поводка к буксе

lpovodok 0.7 Длина поводка

гроуоёок -0.075 Прикрепление поводка к буксе

уёашрег1 1.33 Координата гасителя трения первой ступени

хт^зшр 1 Коорд. подвески двигателя отн. ц.м.

тс*9.81/20/& Вертикальная жесткость отдельной

съ2 12 433602 пружины второй ступени

сх2 80000 Продольная жесткость отдельной пружины второй ступени

су2 80000 Поперечная жесткость отдельной пружины второй ступени

Ье1аг2 0.3

<1г2 2*Ъetaz2*sqrt (тс*сг2*20)/ 8 65667.1294 5 Диссипация во второй ступени

6г2 0 10000 Коэфф. демпф. после перелома

мт2 0.12 Перелом характеристики гасителя

Ье1ау2 0.3

ау2 2*betay2*sqrt (тс*су2*20)/ 4 56412.7645 1 Диссипация во второй ступени

аУ2 о 10000 Коэфф. демпф. после перелома

уу2 0.12 Перелом характеристики гасителя

хёатрег 1 Продольное смещение поперечного гасителя

irychag 10 Момент инерции балансира

хгусЬад 0.95 Координата рычага

угусЬад 1.31 Координата рычага

тЬа1апс 220 Масса балансира

Ла1апс2 75 Момент инерции балансира

хЬа1апс1 2.6 Координата балансира

хЬа1апс2 1.2 Координата балансира

гЬакпс 0.19 Координата балансира

гЬа1апс2 0.04 Координата балансира

схЬа1апс 50000 Жесткость балансира

срЫ Ьа1апс 7000 Жесткость балансира

0.2*зяЛ(1Ьа1а псг*срЫ_Ьа1а 144.913767

с1рЫ Ьа1апс пс) 5 Коэфф. демпфирования балансира

хсусЬа.% 0.1 г-координата рычага РУКП

&уща2 20000000 продольная жесткость тяги

сиуаца1 Ье1а_1:уада*2* 5Ц11(1Ьа1апсг* с1уа§а1*1.7) 10099.5049 4 Коэфф. демпфирования в тяге

х Ьа1апс Хущо. 0.25 Координата тяги

г_гусЬа§_1уа§а 0.3 Координата рычага

(1 г1 100000 Коэфф демпфирования гасителя в РУКП до перелома

а г2 10000 Коэфф демпфирования гасителя в РУКП после перелома

схгус!^ 8000000 Жесткость рычага

mrychag 50 Масса рычага механизма РУКП

Таблица БЗ

Параметры, используемые в подсистеме "КМБ"

тшоЬг 3100 Масса двигателя

тс 88400 Масса кузова

ГБП 0.06 Статическая деформация первой ступени

хпкЛзизр 1 Коорд. подвески двигателя отн. ц.м.

хтогог 0.5333 Коорд. ц.м. мотора от оси к.п.

Р (тс+2*шгаш а+6*(1- хто1:ог/хто1з изр)*тто1ог) *9.81 1085776.88 2 Вес на буксах

с1х 400000 Продолная жестк. пружины крайних кол пар тележки

с1у 1400000 Поперечная жестк. пружины крайних кол пар тележки

с1г Р/24ЯШ 754011.723 8 Вертикальная жесткость пружины

хгес!ис1:огах1а1 0.47 Межосевой расстояние редуктора

цескгсШг 3.9 Передаточное число редуктора

ггоЬг хгес1ис1:огах1а1 /(1гес1ис1ог+1) 0.09591836 7 Радиус шестеренки

г£еаг хгес!исШгах1а1 *чгес1исйэг/(1ге с1иси)г+1) 0.37408163 3 Радиус зубчатого колеса

ус1атрег1 1.33 Координата гасителя трения первой ступени

сгес1ис1ог 4560000 Коэффициент жесткости зацепления в редукторе

ёгеёисШг 320 Коэффициент диссипации в редукторе

с1еагепсе 0 Зазор в зубчатом зацеплении

¡тоШге 400 Момент инерции двигателя относительно оси г

с1х1еас1 25000000 Жесткость поводка

(11х1еас1 200000 Коэфф. диссипации в поводке

¡тоШгх 400 Момент инерции двигателя относительно оси X

1то1огу 280 Момент инерции двигателя относительно оси у

¡угсЛог 26 Момент инерции ротора относительно оси вращения

¡упо22;1е 16 Момент инерции венца относительно оси КП

Ьзрпп§1 0.25 Высота пружин первой ступени с учетом стат. деформации

ygeaгing -0.6 Смещение у зацепленя

¡Ьикэау 10 Момент инерции буксы

уЬикэа 1.13 Поперечное положение буксы

Х8ргищ1 0.31 Продольное положение буксы

г8рпп§1 0.05 Вертикальная координата прикрепления пружины к буксе

срЫ1х с1х*зяг(Ьзрп п§1)/3 8333.33333 3 Изгибная жесткость пружины

срЫ1у cly*sqr(hspri пё1)/3 29166.6666 7 Изгибная жесткость пружины

xpovodok 0.25 Прикрепление поводка к буксе

1роуос1ок 0.7 Длина поводка

zpovodok 0.075 Прикрепление поводка к буксе

0.2 Доля демпфирования

dzl 2*Ье1аг1 ((тгата+1.5* тто1ог)*с1г *12)/4 32187.1419 7 Коэфф. демпфирования гасителя

(Ь1 0 100000 Коэфф. демпфир. после перелома

0.12 Перелом хар.гасителя

clxpodv 4000000 Жесткость поводка

ё1хроёу 40000 Коэффициент демпфирования поводка

wset.mw 2790 Масса колесной пары

140 Момент инерции 1го колеса

\¥8еи\уу2 100 Момент инерции 2го колеса

wset.c_ws 132753500 00 Жесткость оси кп

wset.d ws 60 Коэффициент демпфирования в оси кп

♦си

Рис. В1. Состав подсистемы, моделирующей асинхронный электродвигатель в МаЛаЪ

иа

^О-кю

_т иь

иЬеНа

-кзз

ис

Рис. В2. Состав подсистемы, моделирующей прямое координатное преобразование ар-аЬс

Тогрие_ев1

Н>

-кю

Н Те

-кю

Н_рЫ

Рис. ВЗ. Состав подсистемы, моделирующей релейные регуляторы момента и потокосцепления

ТЭП с ОТС

Рис. В4. Состав подсистемы, моделирующей переключение векторов напряжения инвертора в

ТЭП с БТС

йаЫ!

Рис. В5. Состав подсистемы, моделирующей обратное координатное преобразование аЬс-сЦ в

системе векторного управления

Рис. В6. Состав подсистемы, определяющей потокосцепление в системе векторного управления

Рис. В7. Состав подсистемы, моделирующей координатное преобразование ск}-оф и ограничение

напряжения в системе векторного управления

Таблица Г1

Основные параметры асинхронного двигателя ДТА-470

Номинальная мощность, кВт 470

Номинальная скорость, об/мин 580

Номинальное фазное напряжение, В 550

Номинальный cos ф 0,866

Номинальное скольжение, % 2,31

Номинальный момент, кН*м 7,759

Номинальная частота тока статора, Гц 29,55

Номинальный фазный ток статора, А 350

Пусковой фазный ток статора, А 415

Номинальный КПД, % 92,5

Число полюсов 6

Активное сопротивление фазы статора при 20°С, Ом 0,029260

Активное сопротивление фазы ротора при 20°С, Ом 0,026027

Индуктивность рассеяния статора, Гн 0,001083

Индуктивность рассеяния ротора, Гн 0,000972

Индуктивность цепи намагничивания, Гн 0,0237

Частота тока статора максимальная, не более, Гц 150